6 Adaptive Vibrationsminderung an mechanischen …tuprints.ulb.tu-darmstadt.de/208/4/Vibro_d.pdf · Beim Random Vibration Test wird die Prüfstruktur durch dynamische Belastungen

6 Adaptive Vibrationsminderung an mechanischen Kryokühlern 141

führt und nach Abschluß der Tests in Berlin und in Braunschweig vergleichend wiederholt. Es werden zusätzliche Maßnahmen zur Schadensüberwachung genutzt.

Für die Qualifikation wird die Kamera durch ein strukturdynamisches vergleichbares Mockup er-setzt. Das Kühlsystem wird durch eine Dummystruktur ersetzt. Kühler- wie Kameraqualifikation stellen keinen Bestandteil der adaptiven Systementwicklung dar und werden separat durchgeführt. Veränderten Massenbilanzen wird durch Definition modifizierter Prüflasten Rechnung getragen. Wie zuvor begründet werden die Elektroden des piezokeramischen Aktuators während der Simula-tion der mechanischen Startlasten und während des Druckab- und -aufbaus in der thermischen Va-kuumkammer elektrisch kurzgeschlossen, dies in Übereinstimmung des realen Flugeinsatzes.

6.1.16.2 Mechanische Startlasten: Random Vibration Test, Shock Test

Die Testergebnisse der mechanischen Qualifikation werden in [ 218.] detailliert dokumentiert.

Die Testdurchführung erfolgt auf einem elektrodnamischen Shakersystem TIRAVIB 51010/LS. Den schematischen Prüfaufbau zeigt Bild 6.33. Die Anbindung des Prüflings an den Gleittisch er-folgt nach Ausrichtung dessen Gesamtschwerpunkts auf die Erregerachse des Shakers über eine speziell konstruierte Adapterplatte [ 207.] und hochfeste Schraubenverbindungen. Die Prüflasten werden in den drei Hauptachsen aufgebracht. Die Struktur wird zunächst in Wirkrichtung des Ak-tuators, z-Richtung nach Bild 6.10, belastet, danach um 90° auf dem Shakertisch gedreht und in y-Richtung geprüft. Abschließend wird der Shaker um 90° aufgerichtet und die Prüfung nach Bild 6.33, rechts, in x-Richtung wiederholt. Vor und nach jeder axialen Prüfbelastung wird der beschriebene dynamische Funktionstest im gleich verspannten Zustand durchgeführt und die Struktur auf eingebrachte Schäden überprüft.

Resonance Survey Test

Der Resonance Survey Test dient einer systemexternen Schadensüberwachung.

Nach der Montage des Prüflings wird dieser vor Aufprägen der eigentlichen Prüflasten durch eine sinusförmige Shakererregung geringer Amplitude belastet, s. Tabelle 6.5. Die Übertragungscharak-teristika von der Anbindungsstelle des Teststruktur an den Gleittisch zu verschiedenen Beschleuni-

Bild 6.33: Prüfung dynamischer Startlasten, Schema (o.), z-(l.), y-(m.), x-Achse (r.)


gungssensoren werden aufgezeichnet, die Qualitätsfaktoren Q, die die Dämpfung in der Nähe der Eigenfrequenzen definieren, bestimmt und Strukturbelastungen bei Anliegen maximale Prüflast-niveaus abgeschätzt. Dieser Test wird vor und nach jeder Prüfbelastung für die drei Hauptachsen wiederholt und vergleichend auf Schädigungen bewertet.

Random Vibration Test

Beim Random Vibration Test wird die Prüfstruktur durch dynamische Belastungen mit zufälliger Erregercharakteristik belastet. Damit wird die vibroakustische Umgebung während des Raketenauf-stiegs simuliert. Im Frequenzspektrum besitzt das aperiodische Anregungssignal einen kontinuier-lichen Verlauf, das als spektrale Leistungsdichte (PSD) mit der Einheit g2/Hz ausgedrückt wird. Die Prüfung erfolgt in allen drei Hauptachsen.

Für die BIRDS-Mission wird für die Qualifikation von Nutzlastkomponenten eine Prüfbelastung von 0.2 g/Hz2 spezifiziert. Dieses Kriterium entspricht internationalen Qualifikationsanforderungen für Kryokühler [ 132.]. Bild 6.34 zeigt die Hüllkurven des spezifizierten Mittelwertes des Anre-gungssignals an der Verbindungsstelle von Prüfling und Gleittisch sowie der Standardabweichung und zulässiger Toleranzen. Entsprechend obiger Diskussion werden diese Prüflasten verschärft. Nach [ 217.] wird die Prüflast als Funktion der Masse des Prüflings M mit M kg≤ 50 zu

PSD(M) g / Hz M 20M 1

2= ⋅ ++

0 05. (6.33)

gesetzt. Der funktionale Zusammenhang wird in Bild 6.35 grafisch wiedergegeben. Es wird deut-lich, daß die Reduzierung der Prüfmasse durch Einsatz der Dummystruktur des Kühlers sowie den montagebedingten Verzicht des Objektivmockups mit einer Erhöhung des Erregersignals einher-geht. Unter Berücksichtigung der aktuellen Prüfmasse von M = 1.9 kg ergibt sich für die Qualifi-kation eine geforderte spektrale Leistungsdichte von

PSD M kg g Hz( . ) . /= =19 0 378 2 . (6.34) Um eine Umprogrammierung des Shakersteuerung zu vermeiden, wird das Prüfniveau auf PSD g Hz= 0 4 2. / angehoben. Dies entspricht einer Verdopplung der BIRDS Qualifikationspara-meter, also einer Überhöhung der Lasten um +3 dB. Die Prüflasten werden schrittweise mit Halte-dauern von einigen zehn Sekunden um jeweils 3 dB erhöht, um potentielle Frühschäden detektieren und, soweit möglich, die Tests noch rechtzeitig ohne kritische Systemschädigung unterbrechen zu können. Ein spektrales Schallpegelmeßgerät wurde zur akustischen Schadensüberwachung ergänzt, s. Bild 6.33. Die Testdauer beträgt für das maximale Qualifikationsniveau von 0.4 g2/Hz in jeder Prüfachse 120 s. Tabelle 6.6 faßt die Prüfparameter zusammen.

Während der Belastungsphasen wurden die Krafttransienten mit der systeminternen Sensorik ge-messen. Die Kräfte (z-Richtung) lagen im Bereich von –350...+330 N und damit deutlich unterhalb der Vorspannkraft des Aktuators. Die beschriebenen Funktionstests zur Schadensüberwachung wur-den durchgeführt. Es wurden keine Schädigungen detektiert. Ein jeder Belastung nachfolgender Re-sonance Survey Test bestätigt die erfolgreiche Qualifikation für zufallserregten Startlasten.

Beschleunigung 0.5 g nach 20 Hz, davor Shakerhub von 0.317 mm Frequenz 5...2000 Hz Sweeprate 2 Oktaven/Minute

Tabelle 6.5: Anregungscharakteristik für den Resonance Survey Test


Schocktests (Shock Response Spectrum)

Kurzzeitige, stoßartige Belastungen tre-ten besonders beim Zündvorgang der Triebwerke, Schubaufbau und Brenn-schluß von Raketenstufen, bei deren Ab-sprengen und dem Aussetzen der Nutz-last auf, vgl. Tabelle 2.3. Um die Struk-turantworten auf diese Anregungen zu ermitteln, wird der Prüfling einem Shock Response Spectrum (SRS) Test nach [ 217.] unterzogen. Der Testaufbau ent-spricht dem des Random Vibration Tests.

Die Prüfparameter werden in Bild 6.36 zusammengefaßt. Es wurde keine Schädigung der Struktur festgestellt.

6.1.16.3 Thermaler Test im Vakuum (Vacuum Temperature Cycling, VTC)

Der Test dient der Simulation orbitaler Umgebungsbelastungen. Es werden zyklisch wechselnde, thermische Extremlasten unter Vakuumbedingungen aufgeprägt und die Qualifikation des Ausgas-verhaltens auf Materialebene nach Kapitel 6.1.4 ergänzt. Für ein adaptives Struktursystem wird der aktive Systembetrieb im Sinne einer Verifikation unter betriebsrelevanten Umgebungsbedingungen

Bild 6.34: Belastung beim Random Vibration Test, hier BIRDS Spezifikationen

Bild 6.35: PSD-Anregungssignal nach [ 217.]

Frequenzbereich PSD Spektrum 20 - 50 Hz +6 dB/oct.

50 - 500 Hz 0.4 g2/Hz ( 3 dB= + rel. zu BIRDS Qual.-PSD) 500 - 2000 Hz -6 dB/oct.

gRMS 20.8 g Testdauer für jede Achse 120 s

Gesamtprüfmasse 1.9 kg

Tabelle 6.6: Anregungscharakteristik für den Random Vibration Test

Bild 6.36: Anregungscharakteristik für den SRS Test


sinnvoll. Mindestens sollte der aktive Betrieb bei relevanten Temperaturextrema für begrenzte Zeit-intervalle simuliert werden.

Die Qualifikation wird in der Sonnensimulations-Anlage (SSA) des DLR Berlin durchgeführt. Der Prüfling wird auf einem Kronstein gemäß Bild 6.37, links, montiert, über den die Wärmezu- und -abfuhr erfolgt. Bild 6.37, rechts, zeigt die Kühlmedienleitungen am Kronstein. Das linke Foto ver-deutlicht auch die Position der zusätzlich eingebrachten Wärmeleitungen und des Heizelementes zur Verschärfung der thermischen Lasten im Prüfling. Aus Platzgründen wurde das Mockup der Kamera entfernt, wodurch die Wärmekapazität des Prüflings reduziert wird und damit eine weitere Steigerung der thermischen Strukturlasten erreicht wird. In der Prüfkammer wird der gesamte Auf-bau mit einer mehrlagigen Thermalisolation (MLI) ummantelt.

Nach Integration des Prüflings in die SSA wird bei Raumtemperatur und unter atmosphärischem Normaldruck ein einleitender Funktionstest unter den Montagerandbedingungen durchgeführt. Danach werden die Keramiken entladen und kurzgeschlossen und der Druckabbau eingeleitet. Nach Abschluß des VTC Tests wird der Funktionstest unter gleichen Umgebungs- und Anbindungsbe-dingungen wiederholt. Darüber hinaus wird dieser Funktionstest entsprechend Bild 6.38 bei den Temperaturextrema zur quasi-kontinuierlichen Schadensüberwachung wiederholt. In Ergänzung zu [ 217.] wurde die Kompensationsstruktur während der Prüfdauer über den gesamten thermischen Bereich zur Simulation eines orbitalen Worst-Case-Betriebs mit einer sinusförmigen, hohen Span-nung erregt. Dies entspricht einer sehr deutlichen Verschärfung der Prüfspezifikationen.

Nach Kapitel 5.5.1.8 wird für den Nutz-lastbereich der Kleinsatellitenmission während der Meßphasen eine ther-mische Umgebung von -10...+10°C spezifiziert. Für den nichtoperativen Zustand werden lokale Temperaturex-trema von –20...+50°C erwartet. In An-lehnung an [ 217.] werden für die Qua-lifikation

TQ,min.=-35°C und

TQ,max. = +65°C definiert.

Für diese Temperaturen stehen keine Probleme zu erwarten: Der Kraftsensor wurde für einen Betriebstemperaturbe-reich von -54...+121°C, der Beschleuni-

Bild 6.37: Prüfaufbau für den VTC Test, Prüfling (l.) und Integration in SSA (r.)

Bild 6.38: Prüfablauf des VTC Tests


gungssensor für -43...+90°C selektiert. Mit der Materialauswahl für den Aktuator wurde ein ther-mischer Einsatzbereich von -40...+150°C ermöglicht.

Die Prüfparameter werden in Tabelle 6.7 zusammengefaßt, den Testablauf zeigt Bild 6.38. Aus technischen Gründen wurde der erste Zyklus unzureichend durchlaufen, ein neunter Zyklus wurde ergänzt. Es wurde keine Schädigung festgestellt.

6.1.16.4 Bewertung der Umweltsimulation

Nach Simulation der Umweltlasten wurden die statischen und dynamischen Funktionstests ver-gleichend wiederholt. Es wurden keine Schädigungen festgestellt. Die statischen Auslenkungen betrugen 125 µm, die gute Übereinstimmung der Verläufe der dynamischen Tests wird in Bild 6.39 gezeigt. Die geringen Abweichungen der Funktionsverläufe im unteren Frequenzbereich können auf relative Abweichungen der Strukturanbindung an die Laborumgebung zurückgeführt werden. Diese Umgebungseinflüsse wurden qualitativ verifiziert.

6.1.16.5 Dauerbetrieb

Für das piezokeramische Aktuatorverhalten liegen keine hinreichenden Lebensdauerkenndaten vor. Da der Aktuator die kritische Systemkomponente der adaptiven Struktur darstellt, wird dessen Dau-erbetriebsverhalten des Gesamtsystems unter charakteristischen Betriebsbedingungen verifiziert.

Ein mechanischer Verschleiß des piezokeramischen Materials kann bei robuster Auslegung der Ak-tuatoren aufgrund fehlender Reibung allgemein vernachlässigt werden. Demgegenüber können elektrisch bedingte Degradationen im Großsignalbetrieb nach Kapitel 4.7.1 die aktuatorische Le-bensdauer reduzieren. Weiterhin kann die dielektrische Eigenerwärmung der Keramiken im dyna-mischen Systembetrieb zu einer kritischen thermischen Belastung der Aktuatorik führen; es wird vergleichend auf die thermischen Tests in Kapitel 6.1.4 verwiesen. Die Effektivität der einge-brachten Wärmeableitung wird somit in diesem Dauertest praxisnah qualifiziert. Der kontinuier-liche, unterbrechungsfreie Betrieb des Systems stellt eine zusätzliche Überhöhung der orbitalen Be-

Temperaturextrema -35°C...+65°c Druck <10-5 torr Temperaturgradient dT/dt 10 K/min Anzahl der Zyklen 8 (9) Haltezeit an den Temperaturextrema > 60 min.

Tabelle 6.7: Prüfparameter für den VTC Test

Bild 6.39: Dynamischer Funktionstest, Schadensdiagnose


triebsbedingungen dar, da die Vibrationsminderung dort nach Kapitel 5.5 maximal 10 Minuten an-dauert und maximal fünfmal täglich wiederholt wird. Ebenso bedeutet die unter Normalklima vor-herrschende Umgebungsfeuchte eine Verschärfung der Betriebslasten, da sich eine trokkene orbi-tale Umgebung Kapitel 4.7.4 positiv auf das Lebensdauerverhalten von Piezokeramiken auswirkt.

Der Dauerversuch des Kompensationssystems wird in den Laboren des DLR Braunschweig durch-geführt. Da die Kompensationsstruktur während des orbitalen Betriebs täglich bis zu fünfmal ein- und ausgeschaltet wird, wird der eigentliche Dauer-versuch durch eine repräsentative Anzahl von Ein-schaltvorgängen des Gesamtsystems eingeleitet. Nachfolgend wird die Störung des Kühlsystems durch einen elektrodynamischen Shaker Typ LDS 201 nachgebildet53 und der Prüfling harmonisch sinusförmig mit 50 Hz erregt. Für den Test werden die Betriebsparameter für eine maximale Schwin-gungsreduktion manuell eingestellt und täglich kor-

rigiert. Typische Werte für die Ansteuerspannung und Phasenlage des piezoelektrischen Aktuators liegen bei U = 800 Vpp und ϕ = 130°. Bild 6.40 zeigt den gewählten Prüfaufbau.

Die Testdauer wird auf 72 Tage begrenzt. Damit ergibt sich eine Lastzyklenzahl von n > 3 ⋅108 (Soll: 8.2⋅107) und ein relativer Sicherheitsfaktor von S = 3.7 bezogen auf eine auf 1.5 Jahre verlän-gerte BIRDS-Mission nach Kapitel 5.5.1.7. Mit Verweis auf die in Kapitel 2.5.5 für adaptive Sys-temkomponenten geforderte minimale Lastzyklenzahl für multifunktionale Aktuatoren belegt der erfolgreiche Dauerversuch die hervorragende Eignung des piezokeramischen Systems. Den Dauer-test beschließend wird ein vielfacher, schlagartiger Totalausfall der elektrischen Energieversorgung während des aktiven Systembetriebs zur Simulation von Schwankungen der Versorgungsspan-nungen getestet.

6.1.16.6 Ergebnis des Dauerversuchs

Der Dauerversuch wurde wie zuvor die Umweltsimulation mit deutlich überhöhten Prüflasten durchgeführt. Damit sollte ein verallgemeinerter Nachweis der Eignung dieses Struktursystems und des piezokeramischen Aktuators für hohe Lebensdauerforderungen erbracht. Eine statische und dynamische Schadensüberwachung wurde unternommen. Es wurden nach Bild 6.41 keine Schädi-gungen festgestellt.

Bild 6.40: Prüfaufbau für den

Dauerversuch

Bild 6.41: Dauerversuch, Schadensdiagnose


Damit wird die Qualifikation des adaptiven Struktursystems zur Vibrationskompensation für den Einsatz in allgemeinen Raumfahrtanwendungen erfolgreich abgeschlossen.

6.1.17 Bewertung der Systemvariante 0

Unter Berücksichtigung der Betrachtungen in Kapitel 5.4 und 6.1 kann die adaptive Vibrationskom-pensation den konventionellen, aktiven Lösungsansätzen zur Minderung mechanischer Kühlervibra-tionen als deutlich überlegen bewertet werden. Passive Konzepte werden hier nicht betrachtet. Die bekannten nichtkonventionellen Ansätze wurden zuvor als Experimentalstudien ohne anwendungs-bezogene Relevanz identifiziert, die auch experimentell begrenzt erfolgreich blieben. In Bild 6.42 werden die nachfolgenden Betrachtungen zusammengefaßt, gestrichelt ergänzte Markierungen sind als optimistische Einschätzungen für konventionelle Ansätze zu verstehen. Für die Bewertung wurde nötige Abschätzungen immer zugunsten konventioneller Technologie vorgenommen.

Systemfunktionalität

Der adaptive Funktionsnachweis in Kapitel 6.1.15 demonstrierte eine Vibrationsminderung um 53 dB. Damit konnten die residualen Störkräfte am betrachteten Kamerasystem unter Verwendung eines leistungsstarken, stark störbehafteten Kühlsystems auf unterkritische Größen reduziert werden. Internationale Anforderungen werden um mehr als eine Größenordnung unterschritten. Diese Systemfunktionalität wird mit konventionellen Strukturlösungen auch zukünftig unter Be-rücksichtigung allgemeiner Kompatibilitätsanforderungen in der Raumfahrt nicht erreicht werden.

Bei der Betrachtung der Systemvariante 0 wird weiter deutlich, daß das Potential für verschiedene Systemoptimierungen im Sinne einer gesteigerten Vibrationsminderung besteht. Dazu zählt die Ausnutzung piezoelektrischer Leistungreserven wie auch die konstruktive Minderung der System-eigenfrequenz des hochabgestimmten Kompensators zur Umsetzung einer erhöhten strukturdyna-mischen Effizienz in Richtung einer Resonanzüberhöhung, vgl. Bild 6.1. Als Extremfall ist der Systembetrieb als adaptiver Tilger möglich. Alternativ kann das Kompensationssystem abhängig von der Reglerimplementierung zur multifrequenten oder breitbandigen Störminderung zunächst ohne verminderte Effizienz eingesetzt werden. Diese Möglichkeit bieten konventionelle Ansätze mit elastischer Systemauslegung nicht.

Bild 6.42: Bewertung der Variante 0, Vergleich zu konventioneller Technologie


Ferner erlaubt die Variante 0 eine freie Ausrichtung aller Systemkomponenten, ohne die Funktiona-lität der Vibrationsminderung zu beeinflussen. Diese Beeinflussung ist hingegen bei konventionel-len Maßnahmen zur Vibrationsminderung durch die relative Ausrichtung der Störkomponenten be-kannt. Die adaptive Systemvariante ermöglicht dem Anwender somit eine überlegene Flexibilität beim Systemeinsatz.

Die weitreichende Anpassungsfähigkeit der Systemvariante 0 an modifizierte Struktur- und Be-triebsparameter (Raketenstarts, Systemalterung, Umgebung) bietet nur die adaptive Systemausle-gung. Konventionelle, aktive Lösungsansätze können maximal schmalbandig eine begrenzte Sys-temanpassung realisieren.

Kompatibilität

Die Kompatibilität mit der Raumfahrtumgebung darf für die Systemvariante 0 als hervorragend bewertet werden. Sie wurde zuvor durch eine umfangreiche, verallgemeinerte Qualifikation auf System- und Materialebene praktisch nachgewiesen.

Die Auslegung als robustes, modulares Ergänzungssystem minimiert konstruktive Modifikationen am zu beruhigenden System. Im vorliegenden Anwendungsfall konnte vollständig auf Änderungen der bestehenden Konstruktion verzichtet werden. Die Ausführung als hochabgestimmtes Kompen-sationssystem gestattet den Verzicht von Startverriegelungssystemen. Diese werden für konventio-nelle mit elastischen elektrodynamischen Antrieben oder mit additiven Tilgerlösungen zur Bauteil-arretierung benötigt.

Zudem bedeutet die Verwendung der piezoelektrischen Stapelaktuatorik eine überlegene elektro-magnetische Betriebscharakteristik. Während die elektrodynamischen Antriebe hohe Störfelder ge-nerieren, die passiv und massereich geschirmt werden müssen, werden durch die Stapelung der piezoelektrischen Einzelschichten mit jeweils entgegengerichteter Polarisation die geringen Stör-felder kompensiert. Eine vernachlässigbare Störcharakteristik der piezokeramischen Aktuatorik der Variante 0 wurde experimentell verifiziert.

Eine thermische Störwirkung durch die piezokeramische Aktuatorik auf die gekühlte Sensorik darf ebenfalls vernachlässigt werden. In Systemvariante 0 wurde ein thermisches Interface und eine zu-sätzliche Wärmeableitung von den Keramiken umgesetzt. Deren Abwärme im dynamischen Betrieb bleibt besonders im Vergleich zur Wärmeentwicklung der Expansionseinheit vernachlässigbar. Ex-perimentell wurde die gute Isolation der adaptiven Struktur von der Umgebung während der ther-mischen Qualifikation der Struktur im Vakuum ermittelt. Dort führt der Betrieb eines sensorseitig plazierten Heizelementes zu nur minimalen Temperaturänderungen am Aktuator. Für konven-tionelle Strukturlösungen kann für elektrodynamische Systeme mit dort eingesetzten Spulensys-temen abgeschätzt werden, daß die betriebsbedingten Energieverluste und damit die Wärmeent-wicklung des Antriebs größer als die dielektrischen Verluste eines piezoelektrischen Aktuators sind.

Masse, Bauvolumen

Die Systemvariante 0 stellt vergleichend zu konventionellen Lösungen oder zu Neuentwicklungen kryogener Kühlsysteme eine kleinvolumige und massearme Strukturlösung mit noch erheblichen Optimierungspotential dar. Konventionelle Kühlsysteme für die Raumfahrt mit vergleichbarer54 Kühlleistung und ‚geringer‘ mechanischer Störcharakteristik wiegen häufig einige zehn Kilogramm. Für einen Systemvergleich werden überschlägig Masse und Volumen des selektierten Kryokühlers für BIRDS zu den adaptiven Strukturmaßnahmen hinzugezählt. Hierfür kann eine Systemmasse des


adaptiv vibrationsberuhigten Gesamtsystems von mges. ≈ 4.1 kg abgeschätzt werden. Diese Masse liegt deutlich unterhalb der der konventionellen Systeme.

Da bei konventionellen, aktiven Systemen elektrodynamische Antriebe eingesetzt werden, für deren Betrieb Steuerströme im Amperebereich bei geringen Spannungen benötigt werden, müssen die Ka-beldurchmesser der elektrischen Zuleitungen zur Begrenzung elektrischer Verluste groß ausgeführt werden. Für piezokeramische Aktoren liegen die Steuerströme nach Kapitel 6.1.8.1 bei höheren Spannungen lediglich im mA-Bereich. Es können entsprechend geringere Kabelquerschnitte einge-setzt werden. Damit resultieren für elektrodynamische Systeme deutlich höhere Kabelmassen, ty-pische Werte für deren Zuleitungsmassen liegen bei 0.4 kg/m. Diese wurden für den Massenver-gleich vernachlässigt.

Bei Variante 0 wurden die Normgewindeteile aus Kostengründen aus Schraubenstahl realisiert. De-ren Gesamtmasse beläuft sich auf m ≈ 200 g. Für das Flugmodell können diese Teile im Bedarfsfall mit entsprechender Masseeinsparung durch Titan oder Klebstoffverbindungen ersetzt werden.

Die Systemvariante 0 benötigt bei etwa halbiertem Durchmesser nur 60% Baulänge an der Expan-sionseinheit im Vergleich zu konventionellen Lösungen55 aus. Es gilt zu bedenken, daß bei vermin-derter Vibrationsminderung eine entsprechende, zusätzliche Optimierung der Strukturparameter ohne grundlegende Systemmodifikationen möglich sind, die das hohe Potential der adaptiven Struk-turlösung weiter steigern. Masse- und Volumeneigenschaften konventioneller Systeme schließen deren Einsatz im Gegensatz zur Systemvariante 0 in Kleinsatellitenmissionen aus. Es ist leicht ver-ständlich, daß ein Kühlsystem mit ca. 15 kg pro Kanal für eine Mission wie BIRDS mit einer Ge-samtmasse von 80 kg und zwei zu kühlenden Sensoren ungeeignet ist.

Unter Berücksichtigung der Systemauslegung als hochabgestimmter Kompensator und der Unter-schreitung residualer Störkräfte kann aufgrund der modularen Systemcharakteristik eine Anpassung der Systemmasse und des Bauvolumens vorgenommen werden. Dieses Potential wird besonders durch die Systemvariante 2 in Kapitel 6.3 verdeutlicht.

Leistungsbedarf

Der elektrische Leistungsbedarf wird nach Kapitel 6.1.8 für das adaptive Gesamtsystem auf 9 W/Kanal abgeschätzt werden. Damit beträgt der Leistungsbedarf für den leistungsstarken, be-ruhigten USFA 7058 Kühler ca. 64 W und liegt damit unterhalb vergleichbaren Kühlsystemen, die typisch bei 75..100 W rangieren. Diesen Leistungsbedarf gilt es weiter zu relativieren, da letztere Systeme bei erhöhtem Leistungsbedarf eine die reduzierte Störminderung umsetzten lassen.

Kosten

Die Systemkosten sind kaum abschätzbar. Konventionelle Systeme werden in sehr geringen Stück-zahlen gefertigt, die störmindernden Maßnahmen sind zudem technisch aufwendig umsetzbar. Hier-aus resultieren die sehr hohen Preise von bis zu US$100 Mio. [ 132.]. Für die adaptive Variante 0 wurden soweit möglich standardisierte Komponenten selektiert und geeignet modifiziert (Sensoren, Elektronik, modifizierte Aktuatorik). Zudem wirkt sich die konstruktive Auslegung der System-variante als modulares Ergänzungssystem sehr günstig auf einen Technologietransfer innerhalb wie außerhalb der Raumfahrt aus. Durch den breiten Einsatzbereich der Systemvariante werden höhere Systemstückzahlen gerechtfertigt, die Systemkosten sinken weiter. Damit wird die Variante 0 ver-gleichend zu konventionellen Maßnahmen zur Störminderung deutlich kostengünstiger bleiben.


Die adaptive Vibrationsminderung wurde für ein sehr störreiches, kostengünstiges Kühlsystem erfolgreich nachgewiesen. Damit kann angenommen werden, daß diese Störsysteme bei Ergänzung dieser adaptiven Maßnahmen weiter verwendet und kostenintensive Neuentwicklungen vermieden werden können. Damit ergibt sich vergleichend zu konventionellen Lösungsansätzen ein er-hebliches wirtschaftliches Potential.

6.2 Systemoptimierung: Systemvariante 1

Die Systemvariante 0 wurde in einem zeitlich und finanziell sehr eng begrenzten Rahmen einer Techno-logiestudie für die ESA realisiert und liefert ein prototypisches System mit entsprechendem Optimie-rungspotential. Auf der Basis der vorstehenden Diskussionen erfolgt nachfolgend eine System-optimierung mit dem Ziel einer Massen- und Volumen-reduktion. Dabei wird für diese Variante 1 die grund-legende strukturdynamische Betriebscharakteristik und der Aufbau der Systemkomponenten der Variante 0 bei-behalten. Ebenso werden die adaptronischen System-komponenten identisch gewählt. Damit kann eine erneute Qualifikation besonders unter Berücksichtigung der Übertestung der Variante 0 zunächst berechtigt unterbleiben. Die Variante 1 wird in Bild 6.43 gezeigt. Z.Zt. wird die Fertigung der Struktur abgeschlossen.

Die nachfolgende Diskussion kann aufgrund der Ähnlichkeit mit dem Basissystem, Strukturvariante 0, kurz gehalten werden. Die Erläuterungen beziehen sich auf Bild 6.10 und Bild 6.14.

6.2.1 Übersicht

Zur direkten Masseeinsparung liegt das größte Potential in einer Reduzierung der verschiedenen Wandstärken und Einbringung von Aussparungen. Hierbei erfolgt eine iterative Anpassung der Geometrien an wirksame Materialspannungen, die wie zuvor mit Hilfe von Festigkeitsbe-trachtungen auf der Basis der FEM bestimmt werden. Darüber hinaus wird eine Strukturverkleine-rung in Richtung der Hauptsymmetrieachse realisiert. Die anvisierte Strukturverkürzung resultiert in entsprechenden Masseneinsparungen. Die nachfolgend diskutierten Modifikationen führen teil-weise zu veränderten Geometrien der Gewindeverbindungen, die durch eine entsprechende Schrau-benauslegung verifiziert werden.

Aus der Verkürzung der Systembaulänge resultiert unter den gewählten Randbedingungen eine erhöhte Gesamtsteifigkeit der Struktur einher. Folglich werden während der Raketenstarts erhöhte Strukturlasten wirksam werden. Daher wird das Lastvielfache für den numerischen Festigkeitsnach-weis von 50 g auf 70 g angehoben.

6.2.2 Konstruktive Modifikationen

Basierend auf einer Kürzung des Gewindeteils, Pos. 14, des Kopf- und Fußstücks am Gehäuse des Aktuators sowie der Neuentwicklung des Biegefederelementes, Pos. 11, ergeben sich weitere Änderungsmöglichkeiten der umgebenden Bauteile.

Bild 6.43: 3D-CAD-Montageansicht


Die Zusatzmasse, Pos. 10, wird durch Modifikation von Pos. 14 und 4 mm Einsparung am rechts-liegenden M14-Außengewinde um insgesamt ∆l10 = 19.4 mm gekürzt und in Richtung von Pos. 1 verschoben. Die resultierende Masseneinsparung beträgt ∆m10 = 50 g. Diese erfordert einer stärkere elektrische Ansteuerung des Aktuators für die Vibrationskompensation, die jedoch mit den Betrach-tungen in Kapitel 6.1.8.5 unkritisch bleibt.

Die Konstruktion des Federgelenks, Pos. 11, wird iterativ als Teil der numerischen Festig-keitsanalyse nach Kapitel 6.2.3.1 realisiert. Bild 6.44 zeigt das modifizierte Federgelenk. Für eine maximale Verkürzung wird die me-chanische Anbindung des Aktuators an den Kraftsensor über Außengewinde realisiert. Damit entfallen Pos. 6 und 12 aus der Kon-struktion, die Komplexität wird günstig reduziert. Das Federgelenk wird derart um ∆l11 = 9.4 mm verkürzt.

Aus den Modifikationen der Pos. 10, des Federgelenks und einer verdünnten Distanzscheibe bei Pos. 29 ergibt sich eine Verschiebung der rechten Feder, Pos. 9, und aller angeschlossenen Kompo-nenten in Richtung des Adapters der Vibrationskompensation zum Kühler. Dies bewirkt eine Ver-kürzung der Pos. 1 um ∆l1 = 11 mm, vorrangig durch eine Anpassung dessen Außengewindes. Durch zusätzliche Materialaussparungen an Kopf- und Seitenflächen resultiert eine Massenein-sparung von Pos. 1 um ∆m1 = 30 g. Mit der Kürzung von Pos. 1 kann das Gehäuse, Pos. 15, um ∆l15 = 15 mm gestaucht werden. Die Wandstärke des Bauteils wird um ∆t15 = 1 mm reduziert und die Aussparungen erweitert. Diese Änderungen ermöglichen eine reduzierte Masse von ∆m15 = 150 g.

Die Wandstärke des Verschlußteils, Pos. 16, wird um ∆t16 = 2.5 mm reduziert. Es werden zusätzlich Aussparungen an der Kopffläche eingebracht und linksseitig ein Endanschlag zur definierten Ver-schraubung mit Pos. 15 ergänzt. Die Modifikationen führen zu einer reduzierten Masse von ∆m16 = 40 g.

Bild 6.43 zeigt eine Montagezeichnung der Systemvariante 1. Die Änderungen ermöglichen eine Einsparung der Gesamtlänge um ∆l = 26 mm bzw. 12.5% und ∆m = 270 g Masse56 bzw. 15.4% bezogen auf Variante 0. Die Gesamtlänge beträgt damit lV1 = 181.3 mm, die Gesamtmasse mV1 = 1.48 kg.

6.2.3 Numerische Festigkeitsanalyse der Systemvariante 1

Die Sytemvariante 1 wird in Analogie zu Kapitel 6.1.11 mit Hilfe der FEM einer Festigkeitsbe-trachtung unterzogen. Für die acht Lastfälle wird eine erhöhte quasistatische Vergleichsbelastung von 70 g angesetzt. Die Analyse der Gesamtstruktur liefert erwartungsgemäß maximale Material-spannungen in den sternförmigen Federn und dem Biegefederelement, in der übrigen Struktur liegen die Spannungen unterhalb 50 N/mm2. Die Federn wurden in Nachlaufrechnungen einzeln be-trachtet und für alle acht Lastfälle weiterhin unkritische Spannungszustände nachgewiesen. Der Festigkeitsnachweis für das Biegefederelement erfolgt iterativ zur konstruktiven Auslegung und führte zu der Geometrie nach Bild 6.44. Abschließend wurden in Analogie zu Kapitel 6.1.12 die Materialspannungen an den vereinfacht modellierten Verbindungselementen abgeleitet und eine se-

Bild 6.44: Optimiertes Biegefederelement


parate Auslegung aller Gewindeteile nach [ 209.] durchgeführt. Dies schließt die Gewinde des Federgelenkes mit ein.

6.2.3.1 Biegefederelement

Das modifizierte Federelement soll folgende Anforderungen erfüllen: • hohe axiale Festigkeit zur Aufnahme der Startlasten von ca. 650 N ohne plastische Deforma-

tionen • dem Originalgelenk identische Biegesteifigkeit von 22 Nm/rad sowie • dem Originalgelenk weitgehend identische axiale Federsteifigkeit • fertigungstechnisch einfach realisierbar

Die Forderung nach identischer axialer Federsteifigkeit entspricht einer Wunschanforderung, da bei der vorliegenden mechanischen Systemcharakteristik leichte axiale Steifigkeitsänderungen der Feder einen vernachlässigbaren Einfluß auf die hochabgestimmte Vibrationskompensation nach Bild 6.1 hat - die Störfrequenz liegt bei 50 Hz während die erste Systemeigenfrequenz weit darüber liegt. Eine entsprechende steifigkeitsbedingte Modifikation der Übertragungscharakteristika wird für die adaptive Vibrationsminderung durch Anpassung der Reglerparameter problemlos ausge-glichen werden. Als Federmaterial wird analog zu Kapitel 6.1.7 die Berrylliumbronze CuBe2, Mat.Nr. 2.1247.56, gewählt, s. Tabelle 6.3.

Das Federelement wird in ANSYS mit Solid72 Elementen nach Bild 6.44 ohne Gewinde model-liert. Der engste Spannungsquerschnitt mit Amin. = 2.54 mm2 und einer Länge von l = 6.8 mm er-möglicht die gewünschte hohe Biegeelastizität. Die großen Rundungsradien vermeiden hohe Kerb-spannungen und erhöhen die axiale Steifigkeit. Für die axiale Festigkeitsanalyse wird eine Seite des Gelenks festgehalten und das gegenüberliegende Ende mit der Entwurfslast von Fmax. ≈ 650 N nach Bild 6.45 belastet. Die maximalen Vergleichsspannungen ergeben sich zu σ ≈ 266 N/mm2 und lie-gen weit unterhalb der technischen Materialstreckgrenze.

Analog zu Kapitel 6.1.10.2 wird für das Biegefederelement die Kennlinie der axialen Steifigkeit für Verschiebungen von 0...1 mm in 0.2 mm-Schritten berechnet. Zur Ermittlung der Biegesteifigkeit wird das Federelement mit genannten Einspannbedingungen lateral einseitig mit 0...0.5 mm in Schritten zu 0.1 mm belastet und für jeden Lastschritt das Reaktionsmoment und der zugehörige Drehwinkel bestimmt. Die berechneten Kennlinien werden in Bild 6.46 gezeigt. Die axiale Steifig-keit wird zu ca ≈ 72 N/µm, die Biegesteifigkeit cB ≈ 22.8 Nm/rad. Ermittelt. Die entsprechenden

Bild 6.45: FEM des Biegefederelementes, vgl. Bild 6.44


Werte des Originalfedergelenks betragen 100 N/µm und 22 Nm/rad. Die Anforderung nach gerin-gem Fertigungsaufwand wird besonders bei Vergleich mit dem drahterodierten Originalbauteil nach Bild 6.7 erfüllt. Zusätzlich kann bei dem neuen Federelement mit Außengewinden die Raumfahrt-forderung nach kaltverformten Gewinden leicht erfüllt werden. Die Gewindefertigung und ther-mische Nachbehandlung der Bronze wurde in Kapitel 6.1.7 beschrieben.

6.3 Systemoptimierung: Systemvariante 2

Nach Entwicklungsabschluß der Systematik der Variante 0 und 1 soll eine weitere Optimierung der Kompensationsstruktur mit dem Ziel weiterer Masse- und besonders Volumeneinsparung realisiert werden. Dieses System soll die Einbringung von NV-Aktuatorsystemen ermöglichen und das Aus-maß der modularen Systemlösung vertiefen, um anwendungsspezifisch nötige Modifikationen grundlegender Systemparameter im Sinne einer Skalierbarkeit der Systematik zu vereinfachen. Da-mit soll das Potential dieser adaptiven Strukturlösung unterstrichen, deren Einsatzmöglichkeiten er-weitert und ein Technologietransfer weiter vereinfacht werden.

Zur Vermeidung der Einbringung von Startverriegelungsmechanismen wird das strukturdynamische Funktionsprinzip der adaptiven, hochabgestimmten Vibrationskompensation gemäß Bild 6.1 und Bild 6.2 weiter genutzt. Basis der Variante 2 bleibt die piezokeramische Aktuatorik, die ihre elastische Eigenmasse plus einer passiven, starren Zusatzmasse beschleunigt. Jedoch wird die Konstruktion gegenüber Variante 0 grundsätzlich modifiziert: Statt eines einzelnen Aktuators werden mehrere kleinere verwendet, die in vier Ebenen kaskadiert angeordnet werden. Damit wird eine Umverteilung der Massen und eine Reduzierung des Bauvolumens sowie eine verkoppelte Masseneinsparung umgesetzt. Ebenso wird mit diesem Aufbau die Realisierung einer zusätzlichen Fail-Safe Systematik eingearbeitet. Die konstruktiven Modifikationen lassen den Einsatz von Multilayer-Aktuatoren zu, die einen Systembetrieb bei geringeren elektrischen Steuerspannungen ermöglichen. Der elektrische Leistungsbedarf zum Betrieb der adaptiven Vibrationsminderung bleibt bei gleicher mechanischer Systemleistung entsprechend gering.

Die Systematik der Variante 2 basiert grundlegend auf der Variante 0, nachfolgende Diskussion wird in Anlehnung an die dort vorgestellte Systementwicklung zusammenfassend geführt. Betrach-tungen zur Modellierung des dynamischen Systembetriebs zur Definition konstruktiver Strukturpa-rameter und Auswahl von Basiskomponenten, die konstruktive Auslegung und der Festigkeitsnach-weise des adaptiven Systems werden nur erklärend umrissen. Für die Systemauslegung wird ent-sprechend Kapitel 6.2 ein Lastvielfaches von 70 gewählt.

Bild 6.46: Federkennlinien des Biegefederelementes


6.3.1 Systementwurf

In Bild 6.47 wird in einer schematischen Gegenüberstellung die Systemvariante 2 mit dem Original-system verglichen. Zwölf Aktuatoren werden in vier Ebenen ringförmig kaskadiert um die Sym-metrie- bzw. optische Systemachse angeordnet. Jede der Ebenen wird aus drei mechanisch parallel geschalteten Aktuatoren gebildet, die zueinander mechanisch in Serie geschaltet werden. Elektrisch werden alle Aktuatoren für eine maximale Vibrationsminderung parallel und gleichphasig sowie gegenphasig zur Kühlerstörkraft betrieben.

Wie in Bild 6.47, mittig, gezeigt, wird bei dieser konstruktiven Anordnung eine deutliche Ver-kürzung der Baulänge bei gleichzeitiger Ausnutzung des in dieser Anwendung maximal verfüg-baren Durchmessers von ∅ = 90 mm umgesetzt. Im Gegensatz zur Variante 0, bei der der einzelne Aktuator näherungsweise seine halbe Masse57 und die Zusatzmasse mit der aktuatorischen Auslenkung beschleunigt, geschieht dies bei Variante 2 nur in der Ebene IV. Die Ebene III hingegen beschleunigt wieder die halbe Eigenmasse, jedoch plus der gesamten Aktuatormasse der Ebene IV plus der Zusatzmasse und plus der äußeren Führung, s. Bild 6.48. Entsprechend setzen sich die Verhältnisse für die Ebenen II und I fort.

Die scheinbar erhöhte Systemkomplexität der Variante 2 wird durch folgende Fail Safe Konzeption ausgeglichen: Im Falle einer Aktuatorschädigung besteht die Möglichkeit der Abschaltung einzelner Ebenen. Dieses Vorgehen führt zu einer reduzierten Vibrationsminderung, jedoch nicht zum Ausfall des Gesamtsystems. Darüber hinaus besteht das Potential, bei Ausfall eines einzelnen Aktuators die beiden übrigen Aktuatoren dieser Ebene weiter zu betreiben58. Im Sinne einer erhöhten Systemzu-verlässigkeit wird wie bei Variante 0 und 1 der vorgestellte Verguß der Aktuatorik vorgesehen, der der Wärmeableitung und der lateralen Aussteifung der Komponenten sowie einer potentiellen Split-terbindung bei mechanischem Versagen der Keramiken dient. Zusätzlich wird der Verguß in weitere Zwischenschichten der Bauteile eingebracht. Die Position der Vergußmasse wird in Bild 6.50, rechts, gezeigt.

6.3.2 Konstruktiver Entwurf

Die Konstruktion erfolgt als iterativer Prozeß zu analytischen Modellbetrachtungen und nume-rischen Festigkeitsuntersuchungen. Nachfolgende Diskussion bezieht sich auf die Bauteilbeziffe-rung der Explosionsansicht in Bild 6.48 und den Schnittansichten in Bild 6.50.

Die Zielsetzung der konstruktiven Systemauslegung besteht neben einer allgemeinen Massen- und Volumenminimierung in der sehr steifen Ausführung aller Bauteile, um Nachgiebigkeiten und ak-tuatorische Dehnungsverluste während des aktiven Systembetriebs mit verkoppelter reduzierter Effizienz der adaptiven Vibrationsminderung zu begrenzen. Besonderes Augenmerk der Konstruk-tion gilt auch der Federauslegung: Diese wird in Variante 2 gegenüber den vorigen Strukturvarian-

Bild 6.47: Schema des Originalmodells (links) und der Variante 2 (mittig und rechts)


ten durch eine Einzelfeder realisiert. Über die Funktion der Lagerung und Führung der Bauteile hinaus übernimmt diese Feder in Variante 2 zusätzlich die Einprägung der mechanischen Vorspann-kraft der piezokeramischen Aktuatoren. Damit verbunden wird eine Volumeneinsparung und beson-ders eine Entlastung der Systemkomplexität realisiert.

Ausgehend von der gekühlten Infrarotkamera wird die Kompensationsstruktur über das thermische Titaninterface, Pos. 3, an die Expansionseinheit des Kryokühlers angeschlossen. Dieses Verbin-dungselement wird mit einer zylindrischen Überwurf über das heiße Ende der Kühlerpumpe ge-schoben, über den bei lateraler Strukturbelastung resultierende Biegemomente abgebaut werden. Aus Bild 6.50 wird ersichtlich, daß hinreichend Bauraum für die erforderlichen Wärmeableitungen und die flexible Kühlmedienleitung gemäß Bild 5.11 belassen wird. Auf Pos. 3 werden drei Aktua-toren aufgesetzt, die wiederum in das innere Führungsteil, Pos. 5, eingelassen werden. Diese Aktuatoren bilden die Aktuatorebene I nach Bild 6.47. Von links werden die Aktuatoren der Ebene II um 60° versetzt in linksseitige Bohrungen eingelassen. Bild 6.49, rechts, verdeutlicht den kon-struktiven Aufbau. Über die Pos. 5 wird die hutförmige Rückführung, Pos.7, geschoben, auf deren Innenseite die Aktuatorebene II aufsetzt. Der äußere Ring von Pos. 7 bildet die Stützebene für die Aktuatorebene III. Die konstruktiven Verhältnisse setzten sich entsprechend für die Aktuatorebene IV in der äußeren Führung, Pos. 8, und der Masse, Pos. 10, fort.

Bild 6.48: Konstruktiver Entwurf der Variante 2, Explosionsansicht

Bild 6.49: Anordnung der Aktuatoren in Pos. 5 und 8, Ebene III, IV (l.), Ebene I, II (r.)


Der Massenschwerpunkt der kurzen Struktur wird in axialer Richtung in die Federebene, Pos. 12, gelegt, so daß laterale Trägheitskräfte keine Biegemomente in die Feder induzieren und als solche vollständig über die zylindrische Momentenableitung der Pos. 3 abgesetzt werden. Die Pos. 12 ver-spannt zudem über die mittensymmetrisch liegende Spannschraube, Pos. 11, die Aktuatorik über die Masse, Pos. 12, und die Führungsteile, Pos. 5, 7 und 8, gegen das thermische Interface, Pos. 3. Diese externe Verspannung ermöglicht den Einsatz von gehäuselosen Aktuatoren und wird in Bild 6.49 und Bild 6.50, rechts, schematisch gezeigt. Für die Systemmontage wird die Spannschrau-be durch einen Zentrierstift ersetzt.

In Bild 6.48 werden die vier Aktuatorebenen mit je drei Aktuatoren dargestellt. Diese werden zur Vermeidung des Verkippens der Führungsteile und der Zusatzmasse, Pos. 5, 7, 8 und 10, mit resul-tierender Störmomentenausbildung symmetrisch eingearbeitet. Je sechs Aktuatoren werden in die Bauteile Pos. 5 und 8 in einem Winkel von 60° zueinander und beidseitig eingeführt, s. Bild 6.49. Hierbei besitzen die Aktuatoren der Ebene I und II aus konstruktiven Gründen die halbe Baulänge der der Ebenen III und IV, vgl. Bild 6.47.

Die Positionen 5, 7, 8 und 11 werden aus Aluminiumlegierung, Mat.Nr. 3.4364, die Feder aus Berriliumbronze, Mat.Nr. 2.1247, die Pos. 10 aus Edelstahl, Mat.Nr. 1.4301, und Pos. 3 aus Titanlegierung, Mat.Nr. 3.7164 gefertigt. Materialkenndaten sind in Tabelle 6.3 zusammengefaßt. Die Normverbindungsteile bestehen aus unbehandeltem Schraubenstahl der Festigkeitsklasse 10.9. Zur Korrosionsbeständigkeit gilt in Kapitel 6.1.9 diskutiertes.

Die Gesamtbaulänge der Variante 2 beträgt lV2 = 83 mm und entspricht 40% der Variante 0 bei identischem Außendurchmesser von ∅2 = 90 mm. Die Systemmasse ergibt sich zu mV2 = 1.356 kg und beträgt damit 77% von Variante 0, dies bei einer Zusatzmasse von m4 = 0.642 kg. Diese wird zur Kompensation von Modellierungsunsicherheiten für erste experimentelle Untersuchungen eingebracht und kann nach analytischen Modellbetrachtungen bei maximaler Aktuatoransteuerung auf bis zu m4 = 0.371 kg reduziert werden kann. Damit wird eine weitere Reduzierung der Gesamt-systemmasse bei sonst gleicher Konstruktion auf bis mV2 = 1.085 kg, also auf 62% in Bezug auf Variante 0 möglich. Eine Massenbilanz der gefertigten Struktur ist Anhang E beigefügt.

Bild 6.50: Schnittansichten der Variante 2, rechts mit Vergußmasse


6.3.3 Aktuatorik

Es werden zwölf Aktuatoren, Pos. 6 und 9, ohne Gehäuse und Anschlußgewinde eingesetzt. Die Aktuatoren werden gemäß Bild 6.50, rechts, in den Bauteilen mit wärmeableitender Silikonkaut-schukmasse vergossen. Darüber hinaus werden die Aktuatoren nicht fest an die Umgebung ange-bunden, so daß bei axialer Belastung keine kritischen Zugkräfte wirksam werden. Dies wurde für Variante 0 und 1 durch die klebstoffreie des Kopfstücks an den Keramikstapel realisiert. Wie zuvor muß ein Abheben bzw. das nachfolgende Rückprellen der Bauteile auf die spröden keramischen Aktuatoren verhindert werden. Entsprechend muß auf die gehäuselosen Aktuatoren eine externe mechanische Vorspannkraft eingeprägt werden. Diese wird durch die Verspannung der Feder gegen die Spannschraube eingeprägt.

6.3.3.1 Mechanische Vorspannung

Mit der maximalen Zusatzmasse und einem Auslegungslastvielfachen von 70 g werden während des Raketenstarts Trägheitskräfte von geringer als Fmax. < 450 N wirksam. Diese setzen sich axial pro Ebene auf die drei parallel geschalteten Aktuatoren ab, so daß jeder Aktuator im Startlastfall mit F´

max. < 150 N belastet werden wird. Um das Abheben der Aktuatoren von der Umgebung zu vermeiden, wird eine externe Vorspannkraft von FV = 700 N gewählt, die in den vier seriell geschalteten Ebenen eingeprägt wird. Die Ermittlung der Vorspannkraft ist ein Teilergebnis der Analyse in Kapitel 6.3.8.

Auf Biegefederelemente der Variante 0 wird im Sinne einer weiteren Strukturverkürzung in Variante 2 verzichtet. Zur Vermeidung der Einleitung von Biegemomenten an den Aktuatoren werden diese einseitig mit einem sphärischen Endstück nach Bild 6.50, rechts, und Bild 6.51 aus reibungsarmen, hartem Wolframkarbid versehen. Damit wird bei lateraler Belastung eine haftende Verbindung und Schubspannungen in den Aktuatoren vermindert. Querkräfte werden reduziert und über den Verguß abgeleitet. Für die Systemauslegung wurde hier eine Worst-Case-Belastung mit einer real nicht vorliegenden, überhöhten, beidseitig haftenden Anbindung der Aktuatoren angenommen und die mechanische Verspannung der Aktuatorik derart angepaßt, daß bei lateraler Strukturbelastung keine kritischen Zugspannungen im keramischen Material wirksam werden.

Für eine hinreichend genaue Einstellung der statischen Vorspannkraft wurde die numerische Verformungsanalyse der Feder als nicht hinrei-chend betrachtet. Damit bestand der Bedarf, die wegdefinierte Kraftausbildung in der Feder wäh-rend der Systemmontage experimentell zu verifi-zieren. Im Sinne der Strukturoptimierung sollte hierfür jedoch auf eine Kraftsensorik verzichtet

werden und die Kraft entweder über einen in der Spannschraube applizierten Dehnungsmeßstreifen oder durch Überwachung der elektrischen Kapazität der piezokeramischen Aktuatoren gemessen werden. Die Applikation des Dehnungsmeßstreifens ist hierbei als nachteilig zu bewerten, da die Kraft nur indirekt, entfernt von der Aktuatorik gemessen wird und der DMS nachträglich nicht mehr rückstandsfrei entfernt werden kann. Demgegenüber bietet die Kapazitätsmessung den Vor-teil, die Kraftinformation direkt an den zu verspannenden Piezokeramiken zu ermitteln und eine po-tentielle, nicht gleichmäßige Kraftverteilung frühzeitig detektieren zu können. Für den gefertigten Prototypen der Variante 2 wurden beiden Kontrollmethoden vergleichend eingesetzt: Der DMS

Bild 6.51: Multilayer-Aktuatoren, Pos. 6 und 9


wurde bei definierter elastischer Bauteilverformung der Spannschraube in einer statischen Prüfma-schine kalibriert. Die Kapazitätsmessung, die auf einer der mechanischen Belastung des piezokera-mischen Materials proportionalen, elastischen Neuausrichtung der Domänen mit resultierender Modifikation der Permittivität εr nach Glg. (4.34) beruht, wird ebenfalls in einem Prüfstand kraftbe-zogen kalibriert. Es zeigte sich hier neben der bekannten zeitlichen (Ladungsabfluß an den Elek-troden) eine starke thermische Abhängigkeit der Messungen, die eine genaue Definition der Prüfbe-dingungen erfordern. Das Prinzip der kapazitiven Kraftmessung wurde erfolgreich nachgewiesen.

6.3.3.2 Piezokeramisches Material und Aufbau der Aktuatorik

Es werden gestapelte Multilayer-Aktuatoren auf der Basis des keramischen NV-Materials N-10 nach Kapitel 4.9.5 selektiert. Das Ausgasverhalten der Materialkomponenten wurde nach [ 99.] ex-perimentell verifiziert sowie geeignete Modifikationen in Analogie zu Kapitel 6.1.4 umgesetzt. Damit gelten die verwendeten Aktuatoren als für allgemeine Raumfahrtanwendungen qualifiziert.

Aus konstruktiven Gründen werden Aktuatoren mit zwei unterschiedlichen Längen nach Bild 6.51 benötigt. Hierfür wird die längere Aktuatorik, Pos. 9, durch klebende Anbindung jeweils zwei kür-zerer Aktuatoren, Pos.6, gebildet. Das Foto zeigt die dann mittige Kabelzuführung der kombi-nierten, längeren Aktuatorik. Zur Kostenreduktion und im Sinne eines erleichterten Ersatzes der Aktuatorik durch das N-10 Nachfolgeprodukt, vgl. Kapitel 4.9.5, wird ein quadratischer Standard-querschnitt der Keramiken gewählt und die Gesamtkonstruktion der Variante 2 an diese Aktuator-geometrie angepaßt. Aus diesem Kompromiß resultiert ein leicht erhöhtes keramisches Gesamt-volumen der Aktuatorik und ein geometrisch sowie materialspezifisch bedingter erhöhter elek-trischer Leistungsbedarf. Dieser bleibt anwendungsbezogen nach Kapitel 6.3.5 unkritisch und kann bei Einsatz der Nachfolgekeramik mit dann halber Dielektrizität entsprechend drastisch gesenkt werden. Die wichtigsten Kenndaten der Aktuatorik wird in Tabelle 6.8 zusammengefaßt.

Mit dem beschriebenen Aufbau der Variante 2 resultiert mit Tabelle 6.8 der freie Gesamtstellweg der Aktuatorik bei sicherer elektrischer Ansteuerung von ED = 0..1.5 kV/mm zu l0,ges. = 120 µm. Eine negativ sowie positiv übersteuerter Betrieb innerhalb der in Kapitel 4.7.1 spezifizierten Grenzen wurde experimentell verifiziert. Dabei wurde eine erwartete Dehnungsüberhöhung und eine Steigerung des Stellwegs auf über 200 µm ermittelt, vgl. Bild 6.54. Dieser Dehnungszuwachs wird aus Zuverlässigkeitsgründen für den aktiven Systembetrieb nicht genutzt, bietet jedoch potentielle Leistungsreserven.

6.3.4 Sensorik

Für die Strukturauslegung wurden zunächst keine Sensoren eingearbeitet. Für den adaptiven Systembetrieb ist die Verwendung von zwei kleinen Beschleunigungssensoren vorgesehen, die im Bereich der Kühleranbindung sowie an der Zusatzmasse plaziert werden können. Mit den Betrachtungen in Kapitel 6.1.6 werden ICP-Sensoren des Typs 353C02 selektiert. Kenndaten sind dem Anhang beigefügt.

Pos. Geometrie (Axl) freier Hub l0 1 Masse Steifigkeit Kapazität Keramikdicke

6 5x5x18 mm3 20 µm 4.9 g 60 N/µm 1800 nF 100 µm 9 5x5x36 mm3 40 µm 9 g 30 N/µm 3600 nF 100 µm

1 0..1.5 kV/mm

Tabelle 6.8: Kenndaten der in Variante 2 eingesetzten Multilayer-Aktuatorik


6.3.5 Leistungsbedarf

Die Aktuatoren werden elektrisch parallel geschaltet. Damit resultiert nach Kapitel 6.1.8 für die ein-zelnen Aktuatorebenen eine Kapazität von CI,II = 3⋅1.8 µF = 5.4 µF für die Ebenen der Pos. 6 bzw. CIII,IV = 10.8 µF für die Ebenen der Pos. 9. Die Gesamtkapazität beträgt folglich CI-IV = 32.4 µF. Damit ergibt sich nach Glg. (4.73) ein maximaler elektrischer Durchschnittsleistungsbedarf pro Halbperiode zur kapazitiven Aufladung der Aktuatoren von

0 ,Halbperiode,I,IIP 6.17Wδ> ° = und 0 ,Halbperiode,I,IIP 12.34Wδ> ° = (6.35)

sowie pro Vollperiode nach Glg. (4.76)

0 ,Vollperiode,I,IIP 3.23Wδ> ° = und 0 ,Vollperiode,I,IIP 6.46Wδ> ° = (6.36)

unter Annahme eines maximalen aktiven Betriebs mit UD = 150 V, U0 = 75 V und tan δN-10 = 0.02. Es resultiert ein durchschnittlicher Leistungsbedarf für den Betrieb aller Aktuatoren von

0 ,Vollperiode,I IVP 19.38Wδ> ° − = . (6.37)

Bei Abschaltung einzelner Aktuatorebenen reduziert sich der Leistungsbedarf gemäß Glg. (6.36).

Unter Verwendung der selektierten digitalen Verstärkerelektronik mit Energierückgewinnung wer-den die Energiereserven des Satelliten pro Kanal nach Glg. (6.6) mit

Verstär ker,EingangP 7.75W= (6.38)

belastet. Dies entspricht bei 10-min. Systembetrieb einem Energiebedarf von 1.29 Wh und wird mit Kapitel 5.5.1.6 als unkritisch bewertet.

Der vergleichend zu Variante 0 erhöhte Leistungsbedarf ergibt sich neben dem materialspezifisch erhöhtem dielektrischen Verlustfaktor der N-10 primär aus dem erhöhten keramischen Volumen der eingesetzten Aktuatorik. Für die zylindrische Aktuatorgeometrie der Variante 0 und 1 bzw. die quaderförmige Geometrie der Variante 2 gilt

2 30,1V r l 7068mm= π⋅ ⋅ ≈ bzw. ( ) 3

2 1 1 2 2V 6 a l a l 8100mm= ⋅ ⋅ + ⋅ ≈ (6.39)

und entspricht einem Volumenverhältnis von V2/V0,1 ≈ 1.15. Bei Verwendung von P53-Keramik, wie in Varianten 0 und 1 eingesetzt, würde sich folglich für Variante 2 ein Energiebedarf von

Satellit , P53P 7.25W= (6.40)

ergeben, der mit Glg. (6.38) zu vergleichen ist. Es gilt zu beachten, daß eine Modifikation der kera-mischen Querschnittsgeometrie auch für Variante 2 und N-10 problemlos möglich ist und lediglich zur Kostensenkung unterlassen wurde.

Werden bei Variante 2 zur Einsparung des Energiebedarfs nur zwei der drei Aktuatoren pro Ebene betrieben, folgt CÍ,II = 3.6 µF , CÍII,IV = 7.2 µF und CÍ-IV = 21.6 µF und damit nach Glg. (6.37)

'0 ,Vollperiode,I IVP 12.92Wδ> ° − = . (6.41)

In diesem Fall sinkt die Belastung der Energieressourcen des Satelliten nach Glg. (6.6)

Verstär ker,EingangP 5.17W= . (6.42)

Dies entspricht einem Energiebedarf von 0.86 Wh. Bei Ablösung des Materials N-10 durch ange-kündigte Weiterentwicklung darf eine zusätzliche Reduktion des Leistungsbedarfs erwartet werden. Wird eine um 50% reduzierte Materialpermittivität angesetzt, resultiert bei sonst gleichen Kenn-daten eine Gesamtkapazität der Variante 2 von C´Í-IV = 16.2 µF. Damit läßt sich der Gesamt-leistungsbedarf zu


''0 ,Vollperiode,I IVP 9.69Wδ> ° − = (6.43)

und schließlich

''Satellit , N 10,Folgemat.P 3.87W− = (6.44)

abschätzen. Damit wird deutlich, welches Potential für Energieeinsparungen die Variante 2 ohne grundlegende Modifikationen der Systematik bietet.

6.3.6 Analytische Systembeschreibung

Die analytischen Beschreibungen des dynamischen Betriebsverhaltens erfolgen in Analogie zu Kapitel 6.1.13. Über dortige Betrachtungen hinausgehend werden die Steifigkeiten der Vergußele-mente zwischen den verschiedenen Bauteilen miteinbezogen. Diese werden vereinfachend als mas-selos angenommen, Dämpfung wird vernachlässigt. Die Modellungenauigkeiten werden durch die Einbringung einer zunächst überhöhten Zusatzmasse ausgeglichen, können jedoch im Bedarfsfall nach experimenteller Ermittlung besonders der Dämpfung am gefertigten Modell ermittelt und in die Modellbetrachtung eingearbeitet werden.

Bild 6.52 zeigt das verwendete Ersatzmodell für Variante 2. Die relevante Steifigkeits- und Massen-belegung wird in Anhang E zusammengefaßt. Die Federsteifigkeit der Pos. 12 wird mit Hilfe der FEM in Analogie zu Kapitel 6.1.10.2 in Kapitel 6.3.8.3 ermittelt. Hierfür wurde eine plastische Vorverformung der Feder im unbelasteten Zustand berücksichtigt, die nach Aufprägen der aktuato-rischen Vorspannkraft und elastischer Federverformung zu einer planen Federgeometrie führt. Late-rale Strukturlasten wirken damit im verspannten Systemzustand vorzugsweise in der Symmetrie-ebene der Feder. Die Pos. 5, 7 und 8 wurden zunächst als ideal steif angenommen.

Die Analyse ermöglicht die Bestimmung der erforderlichen Zusatzmasse m4 für eine vollständige Vibrationsberuhigung. Es ergibt sich für eine maximale elektrische Ansteuerung der Aktuatoren eine Masse m4 = 371 g. Wird weiter die Steifigkeit der Umgebungsanbindung der Infrarotkamera eingearbeitet, hier mit Hilfe der FEM analog zu Kapitel 6.1.10.2 zu cK = 2 N/µm bestimmt, werden die beiden ersten Eigenfrequenzen bestimmt zu f1 = 144 Hz und f2 = 1315 Hz.

Nach der Strukturfertigung wurden diese Eigenfrequenzen experimentell zu f 1 = 143 Hz und f 2 = 608 Hz bestimmt. Eine kritische Diskussion der Modellannahmen wurde durchgeführt und die angenommenen idealisierten Steifigkeiten der Führungsteile der Aktuatoren als Fehlerursache identifiziert. Eine numerische Nachweisrechung der Bauteile wurde durchgeführt und für die hut-förmige Rückführung, Pos. 7, eine deutliche Abweichung von der ideal steifen Ausführung er-

Bild 6.52: Mechanisches Ersatzmodell für den aktiven Betriebsfall der Variante 2


mittelt. Die numerische Berechnung lieferte eine axiale Bauteilsteifigkeit von cPos.7 = 8970 N/mm, die aus den Verformungen an den Anbindungspunkten der Aktuatorik resul-tierte. Die Bauteilverformungen werden in Bild 6.53 gezeigt. Die Bauteilsteifigkeit wur-de in die obige analytische Modellbetrachtung eingearbeitet und die korrigierte Eigenfre-quenzen zu f´1 = 145 Hz und f´2 = 601 Hz berech-net. Diese bedeuten eine gute Übereinstim-mung mit den Meßergebnissen. Die zweite Systemeigenfrequenz kann damit der Pos. 7, die erste Eigenfrequenz der Anbindungsstei-figkeit der Kamera cK zugeordnet werden. Mit der Zielsetzung der robusten Ausführung des

adaptiven Kompensationssystems wird damit als Modifikation der bestehenden Struktur eine Ver-steifung der Rückführung, Pos. 7, nötig. Damit werden aktuatorische Dehnungsverluste begrenzt und die Systemeffizienz der Variante 2 erhöht. Konstruktiv kann diese Versteifung sehr einfach durch Einbringung zusätzlicher Sicken im verformten Absatzbereich des ‚Hutes‘ realisiert werden.

6.3.7 Experimenteller Funktionsnachweis

Der Funktionsnachweis dient der Bestimmung der Aktuatoreffizienz und der Kompensationskräfte, dies im Sinne einer Verifikation der analytischen und numerischen Betrachtungen. Dazu wurde das statische und dynamische Verhalten der Aktuatorik einzeln sowie im montierten Systemzustand untersucht. Daneben wurden die Eigenfrequenzen der Variante 2 wie zuvor beschrieben untersucht und eine Optimierung des Bauteils Pos. 7 abgeleitet. Eine adaptive Regelung der Vibrationskom-pensation wurde unterlassen, da zum Zeitpunkt der Fertigstellung der Variante 2 das kryogene Stör-system nicht verfügbar war.

Bild 6.53: Verformung der Pos. 7 in den Krafteinleitungspunkten der Aktuatoren

0

25

50

75

100

125

150

175

200

-40 -20 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

Ansteuerspannung U [V]

Akt

uato

rhub

[µm

]

statische Auslenkung GesamtsystemSumme der EinzelaktuatorenPiezostack PSt 150/5x5/20Piezostack PSt 150/5x5/40dynamische Auslenkung Gesamtsystem

Bild 6.54: Statische und dynamische Auslenkung der Aktuatorik bei Variante 2


Das Verformungsverhalten der Einzelaktuatoren und der Gesamtstruktur wurde berührungslos per Lasertriangulation gemessen. In Bild 6.54 wird das statische Verhalten der einzelnen Aktuatortypen im freien Zustand dargestellt. Hieraus ergibt sich als Summe der Ebenen I bis IV der gezeigte theoretische Gesamthub der Aktuatoren, der erwartungsgemäß über dem experimentell ermittelten Hub im montierten Zustand liegt. Die Differenz der beiden Kurven läßt sich gemäß Glg. (4.24) unter Berücksichtigung der Steifigkeitsverhältnisse nach Bild 6.52 in guter Näherung abschätzen. Die Abweichung zwischen experimentell und analytisch bestimmten Hubverlust beträgt weniger als 3%. Das statische Verhalten wurde in einem erweiterten Ansteuerbereich der Aktuatorik von ED,max. = -300...2000 V/mm ermittelt. Die gemessene Auslängung der Variante 2 für den anvisier-ten Betriebsbereich von ED = 0...1.5 kV/mm beträgt an der Masse m4 ∆l0,stat. = 130.4 µm. Im dyna-mischen Betrieb zur Vermessung der Kompensationskraft wird die Struktur mit ED bei f = 50 Hz betrieben. Der resultierende Gesamthub wird zu ∆l0,dyn. = 118 µm bestimmt. Die Kraft wird gemäß Bild 6.55 mit Hilfe eines piezokeramischen Kraftaufnehmers gemessen, der zwischen Kompensa-tionsstruktur und angenommener Kühlerstruktur geschaltet wird. Der funktionale Zusammenhang von der Ansteuerspannung der Aktuatoren wird in Bild 6.55 dargestellt. Hieraus kann abgeleitet werden, daß eine Störkraft von F 4N= durch den Kryokühler sicher kompensiert werden kann. Die Umsetzung des Prüfaufbaus nach Bild 6.55, links, verdeutlicht recht eindrucksvoll die hohe Ein-satzflexibilität der Variante 2 durch die gewählte Ergänzungscharakteristik und damit die Mach-barkeit des Technologietransfers in weitere Anwendungen.

6.3.8 Festigkeitsnachweis

Aufgrund der komplexen Geometrien der verschiedenen Bauteile, der Einbringung der Verguß-elemente zwischen diesen und der resultierenden rechenzeitintensiven FEM-Betrachtung wurde der Festigkeitsnachweis indirekt durchgeführt:

Die Kräfte an den einzelnen Verbindungsstellen des Systems werden aus einer analytischen Modell-betrachtung abgeleitet und diese nach Zuordnung zu den relevanten Bauteilen als Randbedingungen für eine nachfolgende numerische Bauteilanalyse verwendet. Hierzu müssen die quasistatischen Auslegungslasten von 70 g für den Startlastfall sowie die Vorspannkraft der Federlagerung in das analytische Modell eingearbeitet werden. Über die bisherige axiale Strukturbetrachtung hinaus-gehend muß ergänzend das Strukturverhalten bei lateraler Belastung untersucht werden.

6.3.8.1 Axiale Belastung

Für die axiale Systembelastung werden beide Lastfälle, das Einwirken der Strukturbeschleunigung in negative und positive x-Koordinatenrichtung betrachtet, s. Bild 6.56. Hierbei entspricht der erste

0

1

2

3

4

5

0 10 20 30 40 50 60 70 80Ansteueramplitude [V]

Kra

ft [N

]

mittlere Kraft

Bild 6.55: Dynamische Kraftmessung, Aufbau und Meßergebnis


Fall einer Reduzierung der statischen Federvorspannkraft FV in den Aktuatorebenen und bewirkt eine maximale Belastung dieser Vorspannfeder. Der zweite Lastfall entspricht einer maximalen Be-lastung der übrigen Bauteile.

Für eine Beschleunigung in negative x-Koordinatenrichtung wird gefordert, daß ein Abheben der sphärischen Endflächen der Aktuatoren zu jeder Zeit unterbunden wird, d.h. eine vollständige Ent-lastung der Vorspannfeder zu keiner Zeit wirksam werden darf. Andernfalls würde dem Abheben ein Rückprellen der Bauteile auf die keramischen Aktuatoren folgen, das zu einer potentiell kritischen Belastung der spröden Aktuatoren führen kann, vgl. Kapitel 4. Entsprechend liefert diese Analyse den Minimalwert der erforderlichen Aktuatorvorspannkraft FV, s. Kapitel 6.3.3.1.

Für das passive Strukturverhalten wird das bisherige Modell gemäß Bild 6.56 vereinfacht. Es gelten die vorigen Konventionen zur Systemmodellierung. Darüber hinaus wird die Kamera nicht model-liert, die Anbindung an die Umgebung erfolgt an deren Position ideal steif. Damit resultieren über-höhte Verfomungen (xi – xi+1) in den Federn, so daß die Vereinfachung zulässig bleibt. Die statisch wirkende Federvorspannkraft FV wird nicht modelliert, da sie keinen Einfluß auf das dynamische Strukturverhalten nimmt. Die Vorspannung bewirkt nach deren Aufprägung, daß das Modell eine modifizierte Ruhelage einnimmt; die Federn werden vorverformt, wobei sich die Kraftkomponenten von FV an den Massen gerade aufheben. Für die numerische Bauteilanalyse muß die Vorspannkraft hingegen berücksichtigt werden.

Federvorspannung

Um ein Rückprellen bzw. ein Abheben der Bauteile zu unterbinden, muß gelten, daß bei Ein-wirkung der Trägheitskräfte während des Starts mit 70g die resultierenden Verformungen xi an den Bauteilen zu keiner Zeit kleiner als die statischen, elastischen Verformungen der Federn bzw. der Aktuatoren infolge der externen Federvorspannkraft werden dürfen. Konsequent dürfen die elastischen Aktuatoren maximal vollständig entlastet werden. Für eine hinreichende Federauslegung muß daher gelten

( )i i i 1l x x 0−∆ − − ≥ mit Vi

i

Flc

∆ = , (6.45)

wobei ∆li der Vorverformung der einzelnen Aktuatorebenen infolge der statischen Vorspannkraft entspricht sowie ci den Steifigkeiten der Aktuatorebenen. Gemäß Bild 6.56 gilt c1 = cH1,a+cI+3cH5,a, c2 = cH2,a+cI+3cH5,a, c3 = cH3,a+cII+3cH6,a und c4 = cH4,a+cII+3cH6,a. Damit läßt sich für die minimale Vorspannkraft FVmin. schreiben

( )Vmin. i i 1 iF x x c−= − ⋅ . (6.46)

Die Analyse liefert eine maximal wirksame Entlastung an der Ebene I mit x1 = 3.5µm. Die Betrachtung der Kräftegleichgewichte an den Massen liefert schließlich mit Glg. (6.46) eine erfor-derliche Kraft FVmin. = 640 N, so daß für die Variante 2 eine Federvorspannkraft von FV = 700 N gewählt wird. Bei dieser Belastung werden die Bauteile ci entlastet, die Feder cFa wird hingegen zusätzlich und damit axial maximal belastet. Die resultierende Federkraft FFa läßt sich mit der Aus-lenkung der Masse m4 bestimmen. Diese wirkt mit einer Verformung von x4 = 16.7 µm auf die Steifigkeit cFa, so daß sie unterhalb der im Betrieb typisch wirkenden Federkraft mit einer maxi-malen Aktuatorverformung l0,max. = 180 µm liegt. Die maximale axiale Federkraft beträgt damit Fa,max. Vmin. 0,max. FaF F l c 802N= + = . (6.47)


Axiale Bauteillasten

Analog erfolgt die Modellbetrachtung bei Belastung in positive x-Koordinatenrichtung. Die Kräfte an den einzelnen Verbindungsstellen des Modells ergeben sich aus der Betrachtung der Verfor-mungen xi und der Kräftegleichgewichte an den Massepunkten. Zu den so ermittelten Kräften müssen die Kraftkomponenten in den parallelgeschalteten Einzelfedern der Bauteilebenen infolge der im Modell nicht berücksichtigten Vorspannkraft FV hinzuaddiert werden. Hieraus ergeben sich für die nachfolgende Berechnung der Festigkeiten der elastischen Bauteile die Kraftrandbedingun-gen an den Bauteilen für die entsprechenden Krafteinleitungspositionen. Die Kraftverteilung wird in Tabelle F.3 zusammengefaßt.

6.3.8.2 Radiale Belastung

Analog zur Betrachtung der axialen Belastung er-folgt die Bestimmung der Kraftkomponenten an den Verbindungselementen der Bauteile. Das zugrunde-gelegte Ersatzmodell wird in Bild 6.57 gezeigt.

Für die radiale Belastung wurde eine Maximallast mit Einwirken der Trägheitskräfte in Richtung einer einzelnen Schenkels der Federlagerung angenom-men. Vereinfachend wird angenommen, daß sich während der radialen Strukturbelastung die axiale Vorspannkraft FV konstant bleibt. Weitere Lastfälle werden aufgrund der Symmetrie der Systemvariante 2 nicht betrachtet. Die Ersatzsteifigkeiten werden in Tabelle F.2 zusammengefaßt. Für die Analyse wird vereinfachend eine ideal steife Bauteilanbindung der Aktuatoren an beiden Endflächen mit der Umge-bung angesetzt. Dies entspricht einer modellierten Überhöhung der aktuatorischen Belastungen. Dieser Belastungsfall kann in der Realität nur dann auftre-ten, wenn sich die reibungsarmen sphärischen End-stücke in die angeschlossenen metallischen Bauteile eindrücken und derart eine formschlüssige Verbindung herstellen. Andernfalls tritt dort Gleiten auf. Konstruktiv werden in den Kontaktflächen, vgl. Bild 6.50, unterhalb der Wolframkarbidflächen gehärtete Metallplättchen

Bild 6.56: Mechanisches, axiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten sowie FV, (hier

dargestellt: Entlastungsfall der Vorspannung)

Bild 6.57: Mechanisches, radiales Ersatz-modell zur Abschätzung der Bauteillasten


ergänzt, die ein Eindrücken in die Aluminimbauteile vermeiden. Folglich ist der angenommene Lastfall als zulässige, deutliche Verschärfung der aktuatorischen Belastung zu bewerten.

Die Analyse liefert die in Tabelle F.3 zusammengefaßten Bauteillasten. Ferner wird nachgewiesen, daß kritische Biegespannungen in den Aktuatoren in der Praxis nicht zu erwarten sind. Damit kann der numerische Festigkeitsnachweis für die Einzelbauteile geführt werden.

6.3.8.3 Numerische Analyse

Die numerische Festigkeitsanalyse erfolgt in Analogie zu den Kapiteln 6.1.10.2 und 6.1.11. Für den hier gewählten Lösungs-weg gilt zu beachten, daß bei allen Last-fällen mindestens die Kraftkomponenten der Vorspannkraft auf die Bauteile wirkt.

Die konstruktive Umsetzung der Vor-spannfeder bedeutet die größten Anforde-rungen. Aus der Analyse wurde die Ver-wendung der Aluminiumlegierung, Mat. Nr. 3.4364, für die Pos. 5, 7, 8 und 11 so-wie der Berrylliumbronze, Mat. Nr. 2.1247.76, für Pos. 12 abgeleitet. Hiermit bleiben alle Bauteilbelastungen innerhalb zulässiger Grenzen. Die Abbildungen in Bild 6.59 bis Bild 6.63 zeigen die Spannungsverteilungen nach von Mises bei einwirkenden Maximallasten.

Weiterhin wird die axiale und radiale Steifigkeit der Vorspannfeder entsprechend Kapitel 6.1.10.2 ermittelt. Diese berechnen sich zu cF,a = 569 N/mm sowie cF,r = 12636 N/mm. Die Kennlinien werden in Bild 6.58 gezeigt.

0

500

1000

1500

2000

0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4Verschiebung [mm]

Kraf

t [N]

axiale Steifigkeit z = 0...1.4 mm

laterale Steifigkeit z = 0...0.16 mm

Bild 6.58: Berechnete Steifigkeit der Pos. 12

Bild 6.59: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 5, l: axial, r.: radial






6.4 Abschließende Bewertung der Systemoptimierungen Variante 1 und 2

Eine detaillierte Einzelbewertung sowohl für Variante 1 als auch 2 soll nicht geführt werden. Beide stellen gegenüber dem Basissystem, Variante 0, Optimierungen dar. Da die Variante 0 konventio-nellen Systemlösungen zur Vibrationsminderung in der Raumfahrt bereits als deutlich überlegen be-wertet werden konnte, vgl. Kapitel 6.1.17, sind die Varianten 1 und 2 entsprechend zu bewerten.

Während mit Variante 1 eine rein konstruktive Optimierung der Geo-metrie und Masse mit resultierender Kosteneinsparung für den Betreiber realisiert wird, geht Variante 2 über diese Zielsetzung noch hinaus. Sie bietet neben einer vergleichend zu Variante 1 zusätzlichen Masse- und Volumeneinsparung eine grundle-gende Fail-Safe Systematik durch mögliche Abschaltung einzelner Ak-tuatoren oder Aktuatorebenen und erhöht die Zuverlässigkeit des adap-tiven Struktursystems. Außerdem wurde von Beginn der Konstruktion

der Variante 2 an ein späterer einfacher und kostengünstiger Austausch des piezokeramischen Basismaterials berücksichtigt. Damit einhergehend wird der zunächst leicht erhöhte Leistungsbedarf der Variante 2 im Vergleich zu den Variante 0 und 1 deutlich sinken. Da zudem das geringe Bauvolumen nach Bild 6.65 dem Anwender eine größtmögliche Flexibilität beim Systemeinsatz bietet, dieser zusätzlich durch die modifizierte modulare Systematik der Variante 2 die Montage an Störsystemen erleichtert, darf das Einsatzpotential und dem anvisierten Technologietransfer der Variante 2 vergleichend zu den adaptiven Strukturansätzen der Varianten 0 und 1 als überlegen bewertet werden.

Diese Betrachtungen werden in Bild 6.64 zusammengefaßt und unter Bezug auf die Bewertung der Variante 0 in Kapitel 6.1.17 vergleichend gegenübergestellt. Es ergibt sich für Variante 2 eine


Bild 6.64: Vergleichende Bewertung der Varianten 0 bis 2


minimal umschlossene Fläche, so daß die benannte Überlegenheit bestätigt wird. Sie wird als ein Basissystem für zukünftige Forschungsarbeiten empfohlen. In Bild 6.65 werden die drei Strukturvarianten unter Berücksichtigung der relativen Größenverhältnisse dargestellt. Rechts im Bild werden die gefertigten Varianten 0 und 2 gezeigt, die Variante 1 befindet sich zum Zeitpunkt der Dokumentation in der Fertigung.

Bild 6.65: Vergleich der Varianten 0, 1 und 2, l.: 3D-CAD Ansichten, r.: gefertigte Systeme

7 Zusammenfassung 169

7 Zusammenfassung

Diese Arbeit identifiziert den starken Bedarf nach Einführung adaptiver Strukturtechnologie in die moderne Raumfahrt und belegt die günstigen Voraussetzungen für eine erfolgreiche, zeitlich nahe Umsetzung. Nach Auswahl geeigneter Funktionswerkstoffe und Schaffung technischer Grundlagen für die Realisierung zuverlässiger adaptronischer Systemkomponenten wird für dynamisch störende Kryokühler eine adaptive Strukturlösung zur Minderung systemkritischer Vibrationen entwickelt. Diese zeigt sich konventionellen Lösungskonzepten deutlich überlegen und demonstriert die technologische Reife der Adaptronik für diesen Anwendungsbereich.

Die Systementwicklung berücksichtigt die Kompatibilitätsforderungen einer anspruchsvollen, kon-kreten Kleinsatellitenmission mit stark begrenzten Ressourcen in Bezug auf Masse, Volumen, Ener-gie und Kosten. Es wird eine robuste, modulare Systematik gewählt, die ohne Startverriegelungs-mechanismen und minimalem Bedarf nach konstruktiven Modifikationen der bestehenden Struk-turen auskommt. Der adaptive Funktionsnachweis belegt eine Minderung der Störvibrationen an einer kryogen gekühlten Infrarot-Kamera um 53 dB. Dies entspricht einer Unterschreitung interna-tionaler Akzeptanzkriterien für residuale Störkräfte an mechanischen Kühlsystemen um mehr als eine Größenordnung, dies bei verbleibenden systemfunktionalen Leistungsreserven. Das adaptive Struktursystem wird durch eine Qualifikation nach ESA-Vorgaben sowie eine Lebensdauerunter-suchung abgeschlossen. Hierbei wird das adaptive Struktursystem planmäßig übertestet, um so über die anwendungsspezifische Eignung hinausgehend einen verallgemeinerten Systemeinsatz zu er-möglichen und im Sinne einer Technologiedemonstration der Adaptronik für die Raumfahrt grund-legende Probleme an adaptronischen Systemkomponenten identifizieren zu können. Die Qualifika-tion wird schädigungsfrei abgeschlossen.

Auf der Basis dieser Strukturvariante werden zwei Systemoptimierungen erarbeitet. Diese konzen-trieren sich zum einen auf rein konstruktive Modifikationen der Basisvariante mit dem Ziel der Masse- und Volumeneinsparung, zum anderen auf eine zusätzliche Optimierung der grundlegenden Systematik. Damit wird der Einsatz von Niedervoltaktuatorik, die Einbringung von Fail-Safe Prin-zipien und die zusätzliche Reduktion des energetischen Leistungsbedarfs umgesetzt. Aufgrund der Auslegung als modulare Ergänzungssysteme können alle Systemvarianten gut in Anwendungen in-nerhalb und außerhalb der Raumfahrt transferiert werden. Besonders die Systemvariante 2 ist sehr weitgehend skalierbar und erlaubt durch geringe konstruktive Modifikationen eine Anpassung von Systemparametern. So können Kompensationskraft, Baugröße und Systemmasse, Energiebedarf und das Funktionsprinzip als adaptives Kompensations- oder Tilgersystem anwendungsspezifisch gewählt werden. Für den adaptiver Tilgerbetrieb existieren Konzepte zur multifunktionalen Start-verriegelung durch die vorhandene Aktuatorik. Damit stellen die vorgestellten adaptiven System-lösungen eine systemfunktional und wirtschaftlich überlegene Alternative zu konventioneller Tech-nologie dar.

Die Arbeit schließt mit der Empfehlung der Vorbereitung des Flugeinsatzes der Strukturvariante 2 für die nahe Zukunft. Damit kann die Reife der adaptiven Strukturtechnologie für die Raumfahrt praktisch belegt und eine wichtige psychologische Grundlage für deren Akzeptanz in zukünftigen Satellitensystemen geschaffen werden. Über die bestehende Systematik der adaptiven Vibrations-kompensation hinausgehend wird die Erweiterung der regelungstechnischen Arbeiten zur Um-setzung einer schmalbandig multifrequenten oder breitbandigen Kompensation der Störvibrationen für einen universellen Systemeinsatz befürwortet.

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9 Abbildungs- und Tabellenverzeichnis 181

9 Abbildungs- und Tabellenverzeichnis

Bild 1.1: Allgemeine Anforderungen an Raumfahrtstrukturen: Lösungsansätze und Probleme bei Nutzung klassischer Strukturtechnologien und Potential der Adaptronik.................................. 2

Bild 2.1: NGST, Konzeptstudie des GSFC.............................................................................................. 15 Bild 2.2: Solardynamische Energiegewinnung: betriebskostengünstiger Ersatz der Photovoltaik ......... 18 Bild 2.3: Größenvergleich der energiegewinnenden Flächen bei solardynamischen (l.) und photo-

voltaischen (r.) Anlagen für 300kW-Anlage nach [ 109.] ........................................................ 18 Bild 2.4: Dynamische Strukturstörungen (links) und adaptive Einflußnahme (rechts) am Konzept-

beispiel zur solardynamischen Energiegewinnung................................................................... 19 Bild 2.5: Quasistatische Störwirkungen am Beispiel thermischer Bestrahlung....................................... 20 Bild 2.6: Potentielle Positionen quasistatischer Systembeeinflussung.................................................... 26 Bild 2.7: Klassifikation typischer Störquellen der µg-Umgebung und deren Strukturantworten mit

charakteristischen Struktureigenfrequenzen nach [ 116.] ........................................................ 26 Bild 2.8: Prinzipieller Vergleich der adaptiven Verformungskontrolle von Reflektoren bei Nut-

zung flächiger (links) und stabförmiger (rechts) Aktuatoren ................................................... 28 Bild 2.9: Ansätze zur Formkontrolle, rechts unten: mechatronische Ansatz........................................... 29 Bild 2.10: Konzepte zur aktiven Verformungskontrolle von Oberflächen................................................ 29 Bild 2.11: Eingriffsorte für adaptive Vibrationsunterdrückung bei internen Störquellen ......................... 32 Bild 2.12: Aufteilung der mechanischen Störleistung............................................................................... 33 Bild 2.13: Idealisierte Impedanzansätze für die adaptive Vibrationsminderung....................................... 33 Bild 2.14: Bewertungskriterien für die Umsetzung adaptiver Raumfahrtstrukturen ................................. 39 Bild 3.1: Übersicht über Energiewandler für adaptronische Komponenten ............................................ 42 Bild 3.2: Piezokeramische Dehnungs- und Polarisationscharakteristik nach [ 139.], [ 140.].................. 43 Bild 3.3: Dehnungsverhalten eines Elektrostriktors ................................................................................ 44 Bild 3.4: Elektrostriktive Dehnungsabhängigkeit von der Temperatur, links: Hysterese, rechts:

Kriechen nach sprungförmigem Feldaufbau [ 141.] ................................................................. 45 Bild 3.5: Magnetostriktion bei verschiedenen mechanischen Vorspannungen [ 142.]............................ 46 Bild 3.6: Magnetostriktion: Temperaturabhängigkeit und Wärmedehnung nach [ 144.]........................ 47 Bild 3.7: Ablauf und Gefügeumwandlung beim Formgedächtniseffekt.................................................. 48 Bild 3.8: FG-Verformungseffekte ........................................................................................................... 48 Bild 3.9: Mechanische Effizienz von auf eine Balkenstruktur applizierten Aktuatoren ......................... 54 Bild 4.1: Piezoelektrische Effekte, Vernachlässigung des Transversaleffekts in Darstellung ................ 58 Bild 4.2: Perowskitstruktur einer piezokeramischen Elementarzelle [ 153.]........................................... 59 Bild 4.3: Domänenstruktur und Polarisationsvorgang mit überzeichneten Kristalldehnungen............... 59 Bild 4.4: Temperaturabhängigkeit von spontaner Polarisation und Dielektrizität ferroelektrischen

Materials nach [ 139.] ............................................................................................................... 60 Bild 4.5: Abhängigkeit des piezoelektrischen Effekts von der Temperatur [ 160.]................................. 64 Bild 4.6: Verlustfaktor (links) in Abhängigkeit der Betriebsdynamik und Kapazität (rechts) in

Abhängigkeit der Feldstärke und Temperatur, nach [ 153.] ..................................................... 65 Bild 4.7: Quasistat. Dehnungsverhalten eines NV-Stapels als Funktion der mech. Vorspannung

nach [ 153.] ............................................................................................................................... 66 Bild 4.8: Lineare, elektromech., isotherme Zustandsgleichungen, Notation gem. Glg. (3.4) bis

(3.8) und Tabelle 4.1................................................................................................................ 69 Bild 4.9: Inverse piezoelektrische Effekte............................................................................................... 71 Bild 4.10: Kriechen piezokeramischer Aktuatorik, NV-Stack (l.), PZT4 nach [ 139.] (r.) ....................... 72 Bild 4.11: Betrieb eines Piezoaktuators (Longitudinaleffekt) gegen eine äußere Kraft N ........................ 73 Bild 4.12 Arbeitsdiagramm dreier Stapelaktuatoren ................................................................................ 74


Bild 4.13: Elektrisches Ersatzschaltbild eines piezokeramischen Aktuators (links), Analogie von mechanischem und elektromagnetischem Schwingungsverhalten (rechts) .............................. 78

Bild 4.14: Unipolare harmonische Sinusansteuerung einer piezoelektrischen Kapazität im einge-schwungenen Zustand, hier für U0 = UD/2................................................................................ 79

Bild 4.15: Phasenwinkel zwischen Strom und Spannung an der kapazitiven Last, links: ideal verlustfrei, rechts: mit dielektrischen Verlusten ....................................................................... 82

Bild 4.16: Spannung UD bei durchschnittlichem Verstärkerausgangsstrom von i 350 mA= ................ 87 Bild 4.17: Leistungsflüsse bei Analogverstärkern (Klasse C), angelehnt an [ 172.] ................................. 89 Bild 4.18: Leistungsflüsse bei Digitalverstärkern mit Energierückgewinnung, angel. an [172.] .............. 90 Bild 4.19: Leistungsflüsse bei Hybridverstärkern mit Energierückgewinnung, angel. an [172.].............. 91 Bild 5.1: 'Oxford‘-Kryokühler (split design), hier einstufiges Sys., max. Leistung: Tmin.=80 K,

Pmax.=800 mW, nach [ 187.] ................................................................................................... 95 Bild 5.2: 140 K Kühler (Sunpower) mit vier symmetrisch angeordneten passiven Tilgern.................... 97 Bild 5.3: Lösungsmöglichkeiten zur Vibrationsminderung für Split-Stirling Kühler ............................. 99 Bild 5.4: Stirling-Kühler der Firma MMS nach Typ 2), nach [ 187.], Prinzip eines dreistufigen

Kühlsystems (r.), in Anlehnung an [ 193.] ............................................................................. 100 Bild 5.5: Stirling Kryokühler der Firma Signaal USFA nach Typ 3).................................................... 100 Bild 5.6: Kryokühler der Firma Ball Aerospace nach Typ 4) in Anlehnung an [ 194.] ........................ 101 Bild 5.7: Experiment zur Beruhigung der kühlen Spitze eines leistungsschwachen mechanischen

Kryokühlers an Bord des Satelliten STRV-Ib [ 199.]............................................................. 103 Bild 5.8: BIRDS und Explosionsansicht der Infrarot-Kamera mit Expansionseinheit.......................... 104 Bild 5.9: Kryokühler UP 7058 und Kameramodul, l.: Kühlsystem einzel und Integration in

Kamera, r.: Kamera................................................................................................................. 105 Bild 5.10: BIRDS Nutzlastsegment, Frontansicht (links) und Aufsicht (rechts)..................................... 107 Bild 5.11: Konstruktive Vorgaben durch Kamera und Dewar (rechts) ................................................... 107 Bild 6.1: Dyn. Betriebscharakteristik des adaptiven Vibrationskompensators, nach [ 205.] ................ 112 Bild 6.2: Schematische Ansicht des Wirkprinzips des adaptiven Vibrationskompensators.................. 114 Bild 6.3: Variante 0: Zwei-Massenschwinger zur Abschätzung konstruktiver Parameter .................... 115 Bild 6.4: Variante 0: Abhängigkeit von Aktuatorhub und beschleunigter Masse ................................. 115 Bild 6.5: Schematische Darstellung der Materialkomponenten eines Stapelaktuators (l.: konven-

tionell, r.: raumfahrtspezifische Modifikationen) ................................................................... 116 Bild 6.6: Schematischer Aufbau eines Stapelaktuators: l.: konventionell, r.: raumfahrtspezifische

Modifikationen ....................................................................................................................... 117 Bild 6.7: Geometrie des Biegefederelements der Variante 0 [ 160.] ..................................................... 118 Bild 6.8: Flugerprobter Beschleunigungsaufnehmer PCB 306M118, Fehlersensor.............................. 118 Bild 6.9: Kraftaufnehmer PCB M208B01, Referenzsensor................................................................... 118 Bild 6.10: Konstruktiver Entwurf der Variante 0, Explosionsansicht ..................................................... 123 Bild 6.11: Konstruktiver Entwurf der Variante 0, Montagezustand........................................................ 123 Bild 6.12: Konstruktiver Entwurf, zunehmend freigelegte Innenansichten, vgl. Bild 6.11..................... 124 Bild 6.13: Bruchansichten der Variante 0................................................................................................ 124 Bild 6.14: Zusammenbauzeichnung der Variante 0, Norm- und Sonderteile.......................................... 125 Bild 6.15: Montageansicht der gefertigten Variante 0............................................................................. 126 Bild 6.16: Position des Fehlersensors, Blick von rechts gemäß Bild 6.14 .............................................. 126 Bild 6.17: CAD-Ansicht der Federlagerung............................................................................................ 127 Bild 6.18: FE-Modell der Federn mit Lasteinleitung und Einspannbedingungen ................................... 127 Bild 6.19: Spannungen nach von Mises und resultierende Verschiebungen bei Fy = 200N Last ........... 128 Bild 6.20: Federkennlinien für axiale und laterale Belastungsrichtungen............................................... 128 Bild 6.21: Belastungsfälle für die FE-Analyse ........................................................................................ 129 Bild 6.22: Mechanisches Ersatzmodell des Vielschichtaktuators............................................................ 130 Bild 6.23: Mechanisches Ersatzmodell des Gesamtsystems.................................................................... 131 Bild 6.24: Reduziertes mechanisches Modell des Gesamtsystems.......................................................... 131


Bild 6.25: Schema des Versuchsaufbaus zur Messung der Übertragungscharakteristik ......................... 134 Bild 6.26: Übertragungsfunktionen der Variante 0, dyn. Funktionstest zur Schadensüberwachung ...... 135 Bild 6.27: Erweitertes mechanisches Modell, Berücksichtigung der Strukturanbindung ....................... 136 Bild 6.28: Berechnete Übertragungscharakteristik, Beschleunigung an der Kamera.............................. 136 Bild 6.29: Blockschaltbild des adaptiven Feedforward Reglers.............................................................. 137 Bild 6.30: Anschaltvorgang des Reglers.................................................................................................. 138 Bild 6.31: Fehlersignal im Zeitbereich .................................................................................................... 138 Bild 6.32: Adaptive Vibrationskompensation, Prinzip (l.) und Reduktion (r.)........................................ 139 Bild 6.33: Prüfung dynamischer Startlasten, Schema (o.), z-(l.), y-(m.), x-Achse (r.)............................ 141 Bild 6.34: Belastung beim Random Vibration Test, hier BIRDS Spezifikationen.................................. 143 Bild 6.35: PSD-Anregungssignal nach [ 217.] ........................................................................................ 143 Bild 6.36: Anregungscharakteristik für den SRS Test............................................................................. 143 Bild 6.37: Prüfaufbau für den VTC Test, Prüfling (l.) und Integration in SSA (r.)................................. 144 Bild 6.38: Prüfablauf des VTC Tests....................................................................................................... 144 Bild 6.39: Dynamischer Funktionstest, Schadensdiagnose ..................................................................... 145 Bild 6.40: Prüfaufbau für den Dauerversuch ........................................................................................... 146 Bild 6.41: Dauerversuch, Schadensdiagnose........................................................................................... 146 Bild 6.42: Bewertung der Variante 0, Vergleich zu konventioneller Technologie.................................. 147 Bild 6.43: 3D-CAD-Montageansicht....................................................................................................... 150 Bild 6.44: Optimiertes Biegefederelement .............................................................................................. 151 Bild 6.45: FEM des Biegefederelementes, vgl. Bild 6.44 ....................................................................... 152 Bild 6.46: Federkennlinien des Biegefederelementes.............................................................................. 153 Bild 6.47: Schema des Originalmodells (links) und der Variante 2 (mittig und rechts).......................... 154 Bild 6.48: Konstruktiver Entwurf der Variante 2, Explosionsansicht ..................................................... 155 Bild 6.49: Anordnung der Aktuatoren in Pos. 5 und 8, Ebene III, IV (l.), Ebene I, II (r.) ...................... 155 Bild 6.50: Schnittansichten der Variante 2, rechts mit Vergussmasse .................................................... 156 Bild 6.51: Multilayer-Aktuatoren, Pos. 6 und 9 ...................................................................................... 157 Bild 6.52: Mechanisches Ersatzmodell für den aktiven Betriebsfall der Variante 2 ............................... 160 Bild 6.53: Verformung der Pos. 7 in den Krafteinleitungspunkten der Aktuatoren ................................ 161 Bild 6.54: Statische und dynamische Auslenkung der Aktuatorik bei Variante 2................................... 161 Bild 6.55: Dynamische Kraftmessung, Aufbau und Messergebnis ......................................................... 162 Bild 6.56: Mechanisches, axiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten sowie FV, (hier

dargestellt: Entlastungsfall der Vorspannung)........................................................................ 164 Bild 6.57: Mechanisches, radiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten ............................. 164 Bild 6.58: Berechnete Steifigkeit der Pos. 12.......................................................................................... 165 Bild 6.59: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 5, l: axial, r.: radial ......................................... 165 Bild 6.60: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 7, l: axial, r.: radial ......................................... 166 Bild 6.61: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 8, l: axial, r.: radial ......................................... 166 Bild 6.62: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 11, l: axial, r.: radial ....................................... 166 Bild 6.63: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 12, l: axial, r.: radial ....................................... 167 Bild 6.64: Vergleichende Bewertung der Varianten 0 bis 2 .................................................................... 167 Bild 6.65: Vergleich der Varianten 0, 1 und 2, l.: 3D-CAD Ansichten, r.: gefertigte Systeme............... 168 Bild B.1 Dehnungsverteilung im Balken .............................................................................................. B-1 Bild C.1: Hauptabmaße UP 7058, Signaal USFA.................................................................................. C-1 Bild C.2: Temp.verteilung am Signaal USFA Kühler UP 7056 auf therm. Interfaces, keine therm.

Last an kühler Spitze, nach [ 220.], durch eigene Messungen qual. bestätigt ....................... C-1 Bild D.1: Typische Betriebszustände von BIRDS während eines Umlaufs, nach [ 203.] ...................... D-1 Tabelle 2.1: Identifizierte Schlüsseltechnologien für den TPF, Quelle: NASA ........................................... 14 Tabelle 2.2: Zusammenfassung der Hauptstörquellen mit dynamischer Charakteristik............................... 21 Tabelle 2.3: Zusammenfassung der Hauptstörquellen mit quasistatischer Charakteristik ........................... 22


Tabelle 2.4: Übersicht verfügbarer Sensortypen mit charakt. Kenndaten, nach [ 111.] ............................... 23 Tabelle 2.5: Flugexperimente mit Zuordnung adaptronischer Strukturkomponenten [ 5.] .......................... 25 Tabelle 2.6: Charakterisierung sensibler Komponenten............................................................................... 31 Tabelle 3.1: Vor- und Nachteile von Piezoelektrika für die Raumfahrt ....................................................... 50 Tabelle 3.2: Vor- und Nachteile von Elektrostriktoren für die Raumfahrt ................................................... 51 Tabelle 3.3: Vor- und Nachteile von Magnetostriktoren für die Raumfahrt................................................. 52 Tabelle 3.4: Vor- und Nachteile von Formgedächtnislegierungen für die Raumfahrt ................................. 53 Tabelle 3.5: Mechanische Effizienz applizierten Aktuatoren....................................................................... 54 Tabelle 4.1: Thermodynamische Zustandsvariablen und Materialkonstanten.............................................. 69 Tabelle 6.1: Kenndaten des piezokeramischen Vielschichtaktuators für Variante 0.................................. 117 Tabelle 6.2: Kenndaten des Biegefederelements für Variante 0................................................................. 118 Tabelle 6.3: Kenndaten der in der Konstruktion verwendeten Materialien................................................ 119 Tabelle 6.4: Ort und Höhe der Maximalspannungen der acht FE-Belastungsfälle..................................... 129 Tabelle 6.5: Anregungscharakteristik für den Resonance Survey Test ...................................................... 142 Tabelle 6.6: Anregungscharakteristik für den Random Vibration Test ...................................................... 143 Tabelle 6.7: Prüfparameter für den VTC Test ............................................................................................ 145 Tabelle 6.8: Kenndaten der in Variante 2 eingesetzten Multilayer-Aktuatorik.......................................... 158 Tabelle A.1: Eigenschaften verschiedener Piezoelektrika nach Herstellerangaben .................................... A-1 Tabelle A.2: Eigenschaften von elektrostriktiven PMN-PT Keramiken ..................................................... A-2 Tabelle A.3: Eigenschaften, TERFENOL-D (Tb0.3Dy0.7Fe1.9-1.95) [ 175.] [ 176.] [135.] [ 157.] ......... A-2 Tabelle A.4: Eigenschaften verschiedener Formgedächtnislegierungen nach[ 177.] [ 148.] ...................... A-3 Tabelle A.5: Eigenschaften der Phasen von NiTi-Formgedächtnislegierungen [ 177.] .............................. A-3 Tabelle C.1: Technische Daten UP 7058, Steuereinheit UA 7072/01 [ 219.] ............................................. C-1 Tabelle D.1: Energiebilanz: normaler Systembetrieb ohne Vibrationsminderung (Typ I) (l.); mit

Vibrationsminderung und einem Warteorbit (Typ I) (r.)........................................................ D-1 Tabelle D.2: Energiebilanz: Systembetrieb mit Vibrationsminderung, 2x Typ I, 1x Typ II (l.); mit

Vibrationsminderung, 3x Typ I sowie DOD=70 %=72 Wh Ladezustand (r.)........................ D-1 Tabelle E.1: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306 ..............................E-1 Tabelle E.2: Kenndaten des piezoelektrischen Kraftaufnehmers PCB M208B01 .......................................E-1 Tabelle E.3: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306 ..............................E-1 Tabelle F.1: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 0....................................................................F-1 Tabelle F.2: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 2....................................................................F-2 Tabelle F.3: Ersatzsteifigkeitsverteilung der Variante 2..............................................................................F-3 Tabelle F.4: Kraftverteilung der Variante 2 in den Verbindungsstellen als Basis für die FEM ..................F-3

10 Abkürzungen 185

10 Abkürzungen

ACESA Advanced Composites with Embedded Sensors and Actuators

ACOSS Active Control of Space Structures

ACTEX Advanced Control Technology Experi-ment

AFRL Air Force Research Laboratory

AOCS Attitude and Orbit Control System

ARTEMIS Advanced Relay and Technology Mis-sion Satellite

BIRDS Bi-Channel Infrared Detector Satellite

BMDO Ballistic Missiles Defense Organization (US)

CASTOR Characterization of Structures in Orbit

CFIE Control Flexibility Interaction Experiment

COSMOS russischer Träger, betrieben z.B. durch OHB

COSTAR Corrective Optics Space Telescope Axial Replacement

CSI Controls-Structure Interaction

DARPA Defense Advanced Research Projects Agency

DARWIN gleichbedeutend mit IRSI

DERA Defense Evaluation and Research Agency (GB)

DLR Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V.

DM Deformable Mirror (NGST)

DoD Department of Defense (US)

DS-3 Deep Space Mission 3

DSP Digital Signal Processing

ERF Elektrorheologisches Fluid

ESA European Space Agency

ESO European Southern Observatory

FGL Formgedächtnislegierung

FIRST Far Infrared Space Telescope

FSM Fast Steering Mirror (NGST)

GAIA Global Astrometric Interferometer for Astrophysics

GPALS Global Protection Against Limited Strikes

GSFC Goddard Space Flight Center (NASA)

HST Hubble Space Telescope

HV Hochvolt

ISRI Infrared Space Interferometry

ISS International Space Station

JPL Jet Propulsion Laboratory (NASA)

LBT Large Binocular Telescope

LDR Large Deployable Reflector

LISA Laser Interferometer Space Antenna

LSS Large Spacecraft Structures

LSST Large Space Systems Technology

LWIR Long Wave Infrared Sensor

M&S Materials & Structures

MACE Middeck Active Control Experiment (STS)

MATECH Neue Materialien für Schlüsseltechnologien (BMBF)

MICROMEDY Microvibrations Measurement of Satellite Dynamics (SPOT-4)

MLI Multilayer Insulation

MODE Middeck 0-Gravity Dynamics Experiment (STS)+B63

MRF Magnetorherologisches Fluid

MTTF Mean Time To Failure

MWIR Medium Wave Infrared Sensor

NASA National Air- and Space Administration

NGST Next Generation Space Telescope

NMN Neue Materialien Niedersachsen

NV Niedervolt

PI Planet Imager

PLZT Blei-Lanthan-Zirkon-Titanat, elektrostriktiv

PM Primary Mirror (NGST)

PMN Blei-Magnesium-Niobat-Verbindungen, eletrostriktiv

PMN-PT PMN plus Blei-Titanat, elektrostriktiv

PSLV Polar Satellite Launch Vehicle (Indien)

PTI Palomar Testbed Interferometer

10 Abkürzungen 186

PVDF Polyvinylidendifluorid

PZT Blei-Zirkonat-Titanat, piezoelektrisch

RMS Root Mean Square

RT Raumtemperatur

SBR Space Based Radar

SDI Strategic Defense Initiative

SDIO Strategic Defense Initiative Organization

SILEX Semi-Conductor Laser Inter-Satellite Link Experiment (SPOT-4 / ARTEMIS)

SIM Space Interferometry Mission

SIRTF Space Infrared Telescope Facility

SM Secondary Mirror (NGST)

SMART Small Mission for Advanced Research in Technology

SPOT Systeme Probatoire d’Observation de la Terre

SRS Shock Response Spectrum

SRTM Space Radar Topography Mission

SSA Sonnensimulationsanlage

ST3 Space Technology Mission 3

STEP Satellite Test of the Equivalence Principle

STEX Space Technology Experiment

STRV Space Technology Research Vehicle

STS Space Transportation System

TOMS Total Ozone Mapping Spectrometer

TPF Terrestrial Planet Finder

VLT Very Large Telescope

VTC Vacuum Temperature Cycling

11 Verzeichnis verwendeter Formelzeichen 187

11 Verzeichnis verwendeter Formelzeichen

A geometrische Fläche Af Austenit Finish-Temperatur, FGL As Austenit Start-Temperatur, FGL b Breite des piezoelektrischen Materials, Elektrodenbreite b Dämpfungskoeffizient c, cF Federsteifigkeit cijkl piezoelektrische Steifigkeit

iTc ,

iAc Steifigkeit eines Energiewandler für Zustandsgröße i = const., Translatorsteifigkeit

C elektrische Kapazität dijk piezoelektrisches Ladungsmodul D mechanische Dämpfung Di dielektrische Verschiebung, Piezoelektrika eijk piezoelektrische Konstante E Elastizitätsmodul Ei elektrisches Feld, Piezoelektrika Eb elektrische Durchschlagfestigkeit eines Mediums, Piezoelektrika EC kapazitiv gespeicherte elektrische Energie ED elektrisches Ansteuerfeld, Piezoelektrika, aktuatorischer Betrieb EC Koerzitivfeldstärke, vollständige Entfernung von Pr bei Piezoelektrika Epol. elektrische Polungsfeldstärke f Frequenz fi i-te Eigenfrequenz fD aktuatorische Betriebsfrequenz F Kraft FV mechanische Systemvorspannkraft

F Kraftamplitude FB aktuatorische Blockierkraft, Maximalkraft gijk piezoelektrische Spannungskonstante hijk piezoelektrische Konstante h Tiefe des piezoelektrischen Materials, Elektrodentiefe H mechanische Admittanz H magnetische Feldstärke H Reglerfunktion

Halbperiodei piezoelektrischer Ladestrom

Vollperiodei durchschnittlicher Strom für den aktuatorischen Betrieb im eingeschwungenen Zustand

I elektrischer Strom, I = dQ/dt k Alterungsfaktor, Piezoelektrika k elektromechanischer Koppelfaktor k Boltzmann-Konstante


K mechanische Steifigkeit l Länge, Dicke des piezoelektrischen Materials

∆l aktuatorische Längenänderung, Longitudinaleffekt ∆l0 freie aktuatorische Längenänderung ∆l1 steifigkeitsbedingte Hubreduktion des Aktuators lVi Gesamtbaulänge der Variante i L Lagrange Funktion L magnetische Induktivität einer Spule m, M Masse meff. effektive Masse des schwingenden Systems mVi Gesamtmasse der Variante i Mf Martensit Finish-Temperatur, FGL Ms Martensit Start-Temperatur, FGL n Lastzyklenzahl n Lastvielfaches N Normalkraft p elektrisches Dipolmoment, Piezoelektrika p atmosphärischer Druck P elektrische Steuerleistung, piezoelektrischer Aktuatorbetrieb P Schalldruck P Polarisation PC elektrische Leistung beim Laden einer Kapazität Pi Systemparameter i, s. Alterung, Piezoelektrika Pr remanente Polarisation, Piezoelektrika Ps spontane Polarisation, Piezoelektrika

SatellitP durchschnittliche elektrische Belastung der Energieressourcen des Satelliten

PV dielektrische Verlustleistung

Pδ=0° Leistungsbedarf im verlustfreien Betriebsfall

Pδ>0° Leistungsbedarf im verlustbehafteten Betriebsfall

HalbperiodeP elektrischer Leistungsbedarf zum Laden einer Kapazität, max. durchschnittliche Verstärkerlstg.

VollperiodeP elektrischer Leistungsbedarf zum Laden einer Kapazität, Belastung primärer Energieressourcen

Pmax. Spitzenleistungsbedarf PSD spektrale Leistungsdichte, über der Frequenz gemittelter Energieeintrag q elektrische Ladung q elektrischer Strom, i

q zeitliche Änderung des elektrischen Stroms

r Reflexionsfaktor R ohmscher Widerstand sijkl piezoelektrische Nachgiebigkeit ∆s Breitenänderung, Transversaleffekt


Sij mechanische Dehnung, Piezoelektrika t Materialschichtdicke ti Zeit i, s. Alterung, Piezoelektrika T Temperatur T Periodendauer im aktuatorischen Betrieb, eingeschwungener Zustand T kinetische Energie TC Curie-Temperatur Tij mechanische Spannung, Piezoelektrika TQ,i Temperaturextrema für VTC-Test TS Schmelztemperatur u aktuatorische Verformung u Aktuatoramplitude

u aktuatorische Schnelle u aktuatorische Beschleunigung U, Uel. elektrische Spannung U0 elektrischer Spannungsoffset, aktuatorischer Betrieb, Piezoelektrika UD aktuatorische Steuerspannung USat. elektrische Satellitenbordspannung, Versorgungsspannung V potentielle Energie w Energiedichte eines Wandlers Welektr. elektrische Energie Wmech. mechanische Arbeit WV dielektrische Verlustenergie xi Auslenkung eines Körpers i xi Schnelle eines Körpers i

ix Beschleunigung eines Körpers i

Z mechanische Impedanz ZE mechanische Eingangsimpedanz ZÜ mechanische Übertragungsimpedanz αi Wärmeausdehnung eines Materials i

βijkl Impermittivität, Piezoelektrika

δ dielektrischer Verlustfaktor

ε mechanische Dehnung

εijkl Dielektrizität

ε0 Dielektrizitätskonstante im Vakuum ε0 = 8.854⋅10-12 F/m

εr relative Dielektrizität eines Materials

γ kapazitiver Verlustwinkel

η Wirkungsgrad


ρ physikalische Materialdichte

σ mechanische Spannung

τ Zeitkonstante, piezoelektrische Entladung

ν Querkontraktionszahl

ω Kreisfrequenz

Indizierung, Piezoelektrika 31, 32 Transversaleffekte 33 Longitudinaleffekt 15 Schereffekt D konstante dielektrisches Verschiebungsfeld E konstantes elektrisches Feld S konstante mechanische Dehnung T konstante mechanische Spannung pol. künstliche Materialpolarisation sätt. Sättigungszustand b Zustand elektrischen Durchbruchs

Anhang A A-1

Anhang A

Kenndaten technischer Funktionswerkstoffe

Piezoelektrika: Einheit P53 PIC151 PVDF N-10 Dichte g/cm3 7.83 7.76 1.47...1.78 8.00 Curie-Temperatur °C 215 250 -- 145 rel. Dielektrizitätszahl ε ε33 0

T / ; ε ε33 0S /

- 3800; 1625 2100 ; 850 12...13 5200; --

rel. Dielektrizitätszahl ε ε11 0

T / ; ε ε11 0S /

- 3580; 1670 1950; 1100 -- 5000; --

Ladungsmodul d33 10-12 m/V 680 420 -33 635 Ladungsmodul d31 10-12 m/V -275 -210 14...23 -287 Ladungsmodul d15 10-12 m/V 770 610 -- 930 elast. Nachgiebigkeit sE

33 ; sD33

10-12 m2/N 22.9; -- 19.0; 9.8 -- 18.1; --

elast. Nachgiebigkeit sE

11 ; sD11

10-12 m2/N 15.8; -- 16.8; 14.4 -- 14.8; --

elast. Steifigkeit cE33 ; cD

33 1010 N/m2 6.1; -- 10.0;13.9 0.09 5.5; --

elast. Steifigkeit cE11 ; cD

11 1010 N/m2 15.2; -- 10.7; 11.8 0.2 6.8; --

Koppelfaktor k33 - 0.74 0.70 0.1 0.68 Koppelfaktor k31 - 0.38 0.38 0.12 0.34 diel. Verlustfaktor tan δ 10-3 16 16 20 20 mechanische Güte Qm 1) - 75 90...120 -- 70 Hysterese % 10...15 -- -- Wärmeausdehnung 10-6 1/K 1.7 2) -- -- 1.4 Wärmeleitfähigkeit 1) W/(K m) 1 -- -- max. Dehnbarkeit 1) % 0.2 50 -- mech. Zugfestigkeit 1) N/mm2 80 200 -- mech. Druckfestigkeit 1) N/mm2 600...800 200 -- Depolarisierungsdruck 1) N/mm2 20...100 7 -- max. Betriebsfeldstärke kV/mm 2...3 80...150 ≈ 1.5 Energiedichte kJ/mm 1..1.3 -- 1..1.3 1) Diese Werte liegen für genanntes Material nicht explizit vor, werden jedoch als Richtwert genannt und basieren auf Messungen an vergleichbaren Materialien, z.B. [M2, R5, P2]. 2) polarisiert und kurzgeschlossen, gültig nach einmaliger thermischer Belastung nahe der Polungstemperatur, gemessen vom FHG-IKTS, Dresden

Tabelle A.1: Eigenschaften verschiedener Piezoelektrika nach Herstellerangaben (P53: CeramTec; PIC151: PI Ceramic; PVF2: z.B. MSI (AMP), Airmar, N-10: NV-Keramik, Tokin)

Anhang A A-2

Elektrostriktoren: Einheit PMN-15 PMN-38 Dichte g/cm3 7.9 7.9 Elastizitätsmodul (E = 0) 103N/mm2 >105 -- Curie-Temperatur °C 15 38 relative Dielektrizität, Raumtemperatur - 20000 19000 relative Dielektrizität, Curie-Temperatur TC - 25000 30000 max. Dehnung % 0.12 0.14 Zugfestigkeit 1) N/mm2 50...85 Bruchdehnung % < 0.04 Temperaturhysterese % 2...3 Wärmeausdehnungskoeffizient (für ± 100°C) 10-6 1/K 0...1 elektrostriktiver Koeffizient m31 10-16 m2/V2 -7 max. Ladungsmodul d33 bei TC 10-12 m/V 700 1000 max. Ladungsmodul d31 bei TC 10-12 m/V -230 -- max. elektromech. Koppelfaktor k33 - 0.60 2) 0.64 3) elektromech. Koppelfaktor k33 bei d33, max. - 0.55 4) 0.59 5) dielektrischer Verlustfaktor tan δ 10-3 < 8 (25°C) < 8 (25°C),

70 (38°C) 1) Diese Werte liegen für genanntes Material nicht explizit vor, werden jedoch als Richtwert genannt und basieren auf Messungen an vergleichbaren Materialien, z.B. [ 110.] [ 140.]. 2) gemessen bei TC und 1 kV/mm; 3) gemessen bei TC und 600 V/mm; 4) gemessen bei TC und 650 V/mm; 5) gemessen bei TC und 390 V/mm

Tabelle A.2: Eigenschaften von elektrostriktiven PMN-PT Keramiken, TRS Ceramics, USA

Magnetostriktoren: Einheit TERFENOL-D Dichte g/cm3 9.1...9.25 max. aktivierbare Dehnung % 0.08...0.12 magnetostriktive Konstante d33 V s/m 1.5⋅10-8 magnetomechanischer Koppelfaktor k33 - 0.7...0.75 Permeabilität µ33

T V s/A m 5.40⋅10-6 Zugfestigkeit N/mm2 28...40 Druckfestigkeit N/mm2 300...880 Curie-Temperatur 1) °C 375...380 Wärmeleitfähigkeit W/(m K) 10.6 Elastizitätsmodul 2) cH

33 103 N/mm2 25...55

Elastizitätsmodul cB33 103 N/mm2 50...70

Hysterese % 1...3 elektrischer Widerstand Ω m 5.3...6.0⋅10-7 Wärmeausdehnungskoeffizient (bei RT) 10-6 1/K 11...12 typ. Erregerfelder H A/m 150⋅103 Energiedichte kJ/m3 14..25 1) Betrieb bis max. 70% der Curie-Temperatur, 2) Index H: H = const. (konst. elektr. Strom); Index B: B = konst. (konst. el. Spannung)

Tabelle A.3: Eigenschaften, TERFENOL-D (Tb0.3Dy0.7Fe1.9-1.95) [ 175.] [ 176.] [ 135.] [ 157.]

Anhang A A-3

NiTi-Legierung: Einheit NiTi-Austenit NiTi-Martensit Elastizitätsmodul 103 N/mm2 83...100 28...60 Zugfestigkeit 103 N/mm2 700...980 800...1100 Bruchdehnung % 12...15 40...50 Wärmeleitfähigkeit W/(m K) 18 8.5 Wärmeausdehnungskoeffizient 10-6 1/K 10...11 6.7

Tabelle A.5: Eigenschaften der Phasen von NiTi-Formgedächtnislegierungen [ 177.]

Formgedächtnislegierungen: Einheit NiTi CuZnAl CuAlNi Dichte g/cm3 6.4...6.5 7.8...8.0 7.1...7.2 max. Ein-Weg-Dehnung % 6...8 4 5 max. Zwei-Weg-Dehnung % 5 1 1.2 Zugfestigkeit N/mm2 800...1100 400...700 700...800 Bruchdehnung % 40...50 10...15 5...6 max. zulässige Betriebsspannung N/mm2 250 75 100 max. thermische Lastzyklenzahl 1) - 100000 10000 1000 Größenminderung des Effekts, Altern % sehr gering ≈ 10 ≈ 10 max. Schalttemperatur As °C 120 120 170 max. Gebrauchstemperatur (wenige Min.) °C 400 160...200 300 Temperaturhysterese K 15...30 2) 7...15 20...40 elektrische Leitfähigkeit 106 S/m 1...1.5 8...13 7...9 Korrosionsbeständigkeit - sehr gut schlechter -- Energiedichte kJ/m3 4500 -- --

1) Diese Werte gelten für ein nur teilweise ausgenutztes Arbeitsvermögen der Legierung; NiTi-Legierungen dürfen bis ε = 1...1.5% und σ=100 N/mm2 belastet werden, um die genannte Lastzyklenzahl zu erreichen. 2) Durch Zugabe von Drittelementen sowie mechanischer und thermischer Vorbehandlung kann die Hysterese auf Werte von 10...50 K eingestellt werden. Durch fortgeschrittene Maßnahmen kann sie auf 1...2 K vermindert werden [ 148.].

Tabelle A.4: Eigenschaften verschiedener Formgedächtnislegierungen nach [ 177.] [ 148.]

Anhang B B-1

Anhang B

Aktive Balkenverformung durch applizierte Wandlerwerkstoffe

Für einen qualitativen Vergleich des Potentials verschiedener Energiewandlertypen zur aktiven Verformungsbeeinflussung von Strukturen werden nachfolgend die wichtigsten mathematischen Zusammenhänge für die statische Verformung eines Biegebalkens mit flächig applizierter Aktuatorik analog zu [ 150.] hergeleitet. Folgende grundlegende Annahmen werden getroffen: • Die aktuatorische Dehnung wird in Richtung der axialen Symmetrieachse über eine ideal starre

und verlustfreie Anbindung in den Balken induziert. • Die Geometrie der Aktuatorik ist dünn bezogen auf die Trägerstruktur, die Dicke ist klein

gegenüber den übrigen Abmessungen. • Trägheitseffekte werden vernachlässigt.

Aus der asymmetrischen Lasteinleitung ergibt sich der in Bild B.1 skizzierte Dehnungsverlauf im Balken, der sich aus einer Biege- und einem Normaldehnung zusammensetzt. Es wird ein linearer Verlauf der Steigung C über der Balkendicke mit

B 0(z) C zε = ⋅ + ε (B.1)

angenommen. Mit dem Hook'schen Gesetz folgt für die Materialspannungen im Balken

B B 0(z) E (C z )σ = ⋅ + ε . (B.2)

In der Aktuatorschicht wird die freie aktuatorische Dehnung εA durch die Balkensteifigkeit reduziert. Für die Materialspannungen gilt

A A 0 A(z) E (C z )σ = ⋅ + ε − ε . (B.3)

Ziel der Betrachtungen ist die Bestimmung der beiden unbekannten Größen ε0 und C. Aus dem Momentengleichgewicht folgt

B B A

B B

h h h

B Ah h

(z) zdz (z) zdz 0+

−

σ ⋅ + σ ⋅ =∫ ∫ (B.4)

und aus dem Kräftegleichgewicht in x-Richtung

B B A

B B

h h h

B Ah h

(z)dz (z)dz 0+

−

σ + σ =∫ ∫ . (B.5)

Bild B.1: Dehnungsverteilung im Balken

Anhang B B-2

Lösen der Gleichungen (B.4) und (B.5) liefert

3 3

A A B B A A0 A2 4 3 2 2 3 2 4

B B B A B A B A B A A A

E h (8E h E h )16E h E E (32h h 24h h 8h h ) E h

+ε = ε+ + + +

(B.6)

und

B A B A B AA2 4 3 2 2 3 2 4

B B B A B A B A B A A A

12E E h h (2h h )C16E h E E (32h h 24h h 8h h ) E h

+= ε+ + + +

. (B.7)

Damit läßt sich für die induzierte Dehnung an der Oberfläche des Balkens bei Bz h= mit (B.1) schreiben

3 3

B A B A B A B A A B B A AB B A

12E E h h (2h h ) h E h (8E h E h )(h )K K

+ ⋅ +ε = + ε

(B.8)

mit

2 4 3 2 2 3 2 4B B B A B A B A B A A AK 16E h E E (32h h 24h h 8h h ) E h= + + + + . (B.9)

Hiermit läßt sich unter Annahme einer definierten Geometrie eine vergleichende Aussage über die mechanische Effektivität verschiedener Wandlermaterialien treffen.

Ein analoges Vorgehen für eine symmetrische Lasteinleitung über zwei gegenüberliegend applizierte Aktuatoren

( )

( ) ( )2 2

A B A BB B B A3 3 3

A B A B B B

3E h h h(h ) h

2 E h h h E h

+ − ε = ⋅ ε

+ − +

. (B.10)

Anhang C C-1

Anhang C

Leistungsstarker, linearer, mechanischer Stirling-Kryokühler für Kleinsatelliten

Tabelle C.1: Technische Daten UP 7058, Steuereinheit UA 7072/01 [ 219.]

Bild C.1: Hauptabmaße UP 7058, Signaal USFA

Bild C.2: Temp.verteilung am Signaal USFA Kühler UP 7056 auf therm. Interfaces, keine therm.

Last an kühler Spitze, nach [ 220.], durch eigene Messungen qual. bestätigt

Kühler UP 7058 DC/AC Konverter UA 7072/01 Kühlleistung1)

Kühltemperatur 1.5 W 80 K

Leistungsversorgung 24 V DC nominal (17...32 V)

Kühlmedium Helium 3 A, ungeregelt Abkühldauer < 5 min Ausgangsspannung 11.6 Vrms bei 20°C

Eingangsleistung, Ab-kühlung (10V, 50Hz)

max. 55 W Ausgangsfrequenz Ausgangsleistung

50 Hz 55 W

Gewicht 1.8 kg Ausgangsstrom > 4.6 A Lebensdauer > 3500 h59 Gewicht 0.55 kg

thermischer Bereich Lebensdauer 50000 h Betrieb -52°C bis +71°C thermischer Bereich

Lagerung -55°C bis +90°C Betrieb -40°C bis +71°C Lagerzeit > 10 Jahre Lagerung -40°C bis +85°C

max. zul. Kräfte am Kompressor

am Expander

alle Achsen 1.4 Nrms

4.3 Nrms

1) Leistungsdaten für RT

Maße gemäß Zeichnung

Anhang D D-1

Anhang D

Verfügbare Energieressourcen für adaptive Maßnahmen (BIRDS)

Für eine Abschätzung der für vibrationsmindernde Maßnahmen verfügbaren elektrischen Energie gilt zu bedenken, daß die IR-Kamerasysteme inkl. der Kühlsysteme die Hauptverbraucher dieser und vieler derartiger Missionen darstellen [ 200.] [ 132.]. Die drei Solarpanels, s. Bild 5.8, liefern eine elektrische Gesamtleistung von größer 120 W. Die Sekundärbatterie besteht aus 8 NiH2-Zellen, die eine durchschnittliche elektrische Energie von 240 Wh speichern. Der maximal zulässige elektrische Energieverbrauch durch die verschiedenen Satellitensysteme wird ferner durch die orbitalen Parameter - die Eklipsendauer, also durch den Zeitintervall ohne photovoltaische Energie-gewinnung, und die zulässige Entladetiefe DOD der Batterien - limitiert. Nachfolgende Be-trachtungen basieren auf den energetischen Abschätzungen nach [ 200.] [ 203.] unter Berück-sichtigung aller Verbraucher im Satelliten, Dienstsystem sowie Nutzlast. Die nachfolgenden Berechnungen werden in den Tabellen D.1 und D.2 zusammengefaßt.

Bild D.1: Typische Betriebszustände von BIRDS während eines Umlaufs, nach [ 203.]

Für BIRDS sind aus energetischen Gründen in der Missionsplanung ohne vibrationsmindernde Maßnahmen maximal drei Meßphasen mit unmittelbarer (Typ I) sowie zwei spätere mit verzögerter (Typ II) Datenübertragung mit jeweils aufeinanderfolgenden Orbits alle 24 Stunden möglich. Damit wurden bei Phasen mit der missionsspezifisch maximalen Eklipsendauer von 34 min. und entsprechend verringerter Zeitdauer zur zwischenzeitlichen photovoltaischen Wiederaufladung der Sekundärbatterie nach den drei Meßphasen vom Typ I - mit einem Gesamtenergieverbrauch aller Satellitensysteme von ca. 55 Wh pro Meßphase - die spezifizierte Entladetiefe der Batterie erreicht. Bei Messungen vom Typ II werden ca. 40 Wh Energie verbraucht. Bei Phasen ohne Eklipse wird eine Batteriekapazität von ca. 200 Wh auch nach drei aufeinanderfolgenden Messungen vom Typ I aufgrund der maximalen Ladezeiten durch die Solarzellen nicht unterschritten.

Somit limitieren die Phasen mit langen Eklipsen das Energiepotential für einen zusätzlichen Verbraucher im Satelliten, das System zur Vibrationsminderung. Für diese Missionsphasen mit drei Meßphasen vom Typ I kann ohne Modifikation des Missionsablaufs keine Energie für eine Vibrationsminderung entbehrt werden, s. Tabelle D.1, links. Unter der Annahme, daß keine zusätzliche Energie- bzw. Datenspeicherkapazität60 zum Satelliten hinzugefügt wird, ergeben sich verschiedene Lösungsszenarien zur Bereitstellung von Energie für einen Zusatzverbraucher:

1) Verschiebung bzw. Unterbrechung eines Meßzyklus vom Typ I, 2) Verzicht auf eine Meßzyklus vom Typ I,

Anhang D D-2

3) Ersetzung eines Zyklus vom Typ I durch Typ II und 4) Anhebung der zulässigen Entladetiefe.

Darüber hinaus sind Kombinationen dieser Lösungsansätze denkbar.

Für Variante 1) und 2) kann abgeschätzt werden, daß bei einfacher Unterbrechung der drei auf-einanderfolgenden Messungen die Batterien mit einer zulässigen Entladetiefe von 50%, also einer Entladung auf eine Speicherkapazität von 120 Wh, soweit wiederaufgeladen werden, daß eine Energie 15 Wh für eine adaptive Vibrationsminderung bereitgestellt werden kann, s. Tabelle D.1, rechts. Dies entspricht bezogen auf eine jeweils 10-min. Meßzeit einer insgesamt verfügbaren Leistung von 15 Wh/10 min. = 90 W bzw. 45 W/Kanal.

Soll nach Variante 3) keiner der drei aufeinanderfolgenden Umläufe auch für Phasen mit maximaler Eklipsendauer ausgelassen bzw. unterbrochen werden, kann der dritte Zyklus von Messung Typ I auf Typ II modifiziert werden. Hiermit wird Energie für Datentransfer, die Sendeleistung, erst verzögert fällig. Nur ein geringer Energieverbrauch zur Datenspeicherung wird benötigt. Für diese Variante läßt sich eine verfügbare elektrische Energie von ca. 3.5 Wh abschätzen. Dies entspricht einer Leistung von 21 W bzw. 10.5 W/Kanal.

Eine weitere Möglichkeit bietet Variante 4). Für die eingesetzten NiH2-Batterien wird in der Missionsbeschreibung die zulässige Entladetiefe auf 50 % begrenzt. Nach [L5] kann hierfür eine zulässige Entladezyklenzahl von 14⋅103 als Batterielebensdauer abgeschätzt werden. Bei einer Erweiterung der Entladetiefe auf DOD = 70 % reduziert sich diese zulässige Zyklenzahl auf ca. 2.5⋅103. Unter Voraussetzung eines 94-minütigen Orbits, einer verlängerten Lebensdauer des Satelliten von 1.5 Jahren und einer einmaligen Entladung der Batterien auf dieses Niveau pro Tag während der Phase maximaler Eklipsendauer ergibt sich für den Betrieb von BIRDS eine Entladezyklenzahl von weniger als 550 Zyklen. Dies entspricht einem Sicherheitsfaktor von größer vier. Folglich ist Variante 4) mit einer erweiterten Entladetiefe auf DOD = 70 % bzw. auf einen Ladezustand der Batterien auf 72 Wh als zulässig zu betrachten. Eine Abschätzung der dann verfügbaren elektrischen Energie für einen zusätzlichen Verbraucher unter Annahme eines unveränderten Systembetriebs des Typs I mit drei aufeinanderfolgenden Meßperioden inklusive verzögerungsfreiem Datenversand liefert einen Wert von 12.6 Wh.

Bewertung, verfügbare elektrische Energie und Reserven

Da die Variante 4) trotz der zugrundeliegenden konservativen Überlegungen, z.B. die Annahme der maximalen 34-minütigen Eklipsendauer während der gesamten Missionsdauer, ohne jede Modifikation des Systembetriebs das Satelliten auskommt, wird mit den vorstehenden Betrachtungen als Zielfunktion für die Auslegung der adaptiven Vibrationsminderung ein hierfür zulässiger Energiebedarf für von 6.3 Wh/Kanal angesetzt. Dies entspricht einer durchschnittlichen elektrischen Leistung von 37.8 W/Kanal.

Sollte diese Leistung für den Systembetrieb nicht ausreichen, sollte aufgrund des Konservatismus der Betrachtungen zunächst eine genauere Untersuchung der verfügbaren Energiereserven erfolgen bevor eine Modifikation des Satellitenbetriebs in zuvor beschriebener Weise bzw. eine bewußte Reduktion der Leistungsfähigkeit der Vibrationsminderung realisiert wird. Eine Erweiterung der Speicherkapazität der Sekundärbatterie durch Ergänzung von zusätzlichen Batteriezellen oder der Einsatz einer vierten Solarzellenfläche zur beschleunigten Wiederaufladung der Batterien bieten weitere Lösungsansätze. Für die Auslegung eines Systems zur Vibrationskompensation ist zu bedenken, daß wie oben genannt die Störwirkung des Kühlers mit der Betriebsdauer abnimmt und

Anhang D D-3

im thermischen Gleichgewichtszustand ein entsprechend verminderter Leistungsbedarf für die Vibrationsminderung anfällt.

Weiter wird der Einsatz eines sehr verlustarmen digitalen Leistungsverstärkers mit Energie-rückgewinnung nach Kapitel 4.9.6 mit einer Belastung der primären Energieversorgung von 40% der kapazitiven Ausgangsleistung vorausgesetzt. Damit werden 94.5 W/Kanal verfügbar. Weiterhin befindet sich zur Zeit die Umsetzung der adaptiven Regelalgorithmen von digitaler auf analoge Technik in der fortgeschrittenen Entwicklung. Damit sinkt neben dem instrumentativen Aufwand der hierfür nötige elektrische Energiebedarf und es kann in erster Näherung angenommen werden, daß die elektrische Energie vorwiegend für den Betrieb der piezoelektrischen Aktuatorik verfügbar bleibt.

Berechnungen:

Nachfolgend werden die Worst-Case-Energiezustände des Satelliten für den ursprünglichen Satellitenbetrieb sowie für die benannten drei Variationen beim Betrieb des Systems zur Vibrations-minderung mit dann jeweils maximal verfügbaren Verbrauch tabellarisch dargestellt. Es werden folgende Vereinbarungen und Annahmen getroffen:

• Messung Typ I: Messen und direkt Senden der Daten,

• Messung Typ II: Messen und Speichern der Daten, verzögerte Datenübertragung,

• Betrachtungen gelten für den Worst-Case mit einer maximalen Eklipse von 34 min. und Meßperioden des Typs I während drei aufeinanderfolgender Orbits,

• Modifikationen an der Konfiguration des Satellitensystems (z.B. Erweiterung der Speicherkapazität von Daten und/oder Energie) unterbleiben,

• elektrische Verlustfaktoren sind mit eingerechnet, η ≈ 85% ,

• Meßdauer beträgt max. 10 min., vor Meßbeginn Kühlung der Sensoren für 10 min., nach 5 Min. Zuschalten der IR-Sensoren

• Systemparameter mit typischen Verbrauchs-, bzw. Ladezeiten

Ladung zw. Meßende und Meßbeginn (76 min.): +22.0 Wh Ladung zw. Orbits ohne Messung (96 min): +44.8 Wh Verbrauch Messung Typ I: (20 min): -51.7 Wh Verbrauch Messung Typ II: (20 min): -41.0 Wh Verbrauch des gesamten Dienstsystems (18 min.): -9.6 Wh, kontinuierlich 32 W Verbrauch Daten halten (58 min): -7.9 Wh Verbrauch Daten senden (10 min.): -4.7 Wh

Anhang D D-4

Orbit, Zustand

ohne Komp. Ladezustand

ohne Komp.Verbrauch

Orbit, Zustand

mit Kompens. [15 Wh]

Ladezustand

mit Kompens. [15 Wh]

Verbrauch Beginn Mess. 220.8 Wh Beginn Mess. 220.8 Wh

-51.7 Wh -66.7 Wh Ende Mess. 169.1 Wh Ende Mess. 151.1 Wh

+22.0 Wh +22.0 Wh Beginn Mess. 191.2 Wh Beginn Mess. 176.1 Wh

-51.7 Wh -66.7 Wh Ende Mess. 139.5 Wh Ende Mess. 109.4 Wh

+22.0 Wh +22.0-(-9.6) Beginn Mess. 161.5 Wh Ende Orbit 141.0 Wh

-51.7 Wh Warteorbit +44.8 Wh Ende Mess. 109.8 Wh Ende Orbit 185.8 Wh

+22.0-(-9.6) -9.6 Wh Ende Orbit 141.4 Wh Beginn Mess. 176.2 Wh

44.8 Wh -66.7 Wh Ende Orbit 186.2 Wh Ende Mess. 109.5 Wh

+22.0-(-9.6) Ende Orbit 141.1 Wh +44.8 Wh Ende Orbit 185.9 Wh

Tabelle D.1: Energiebilanz: normaler Systembetrieb ohne Vibrationsminderung (Typ I) (l.); mit Vibrationsminderung und einem Warteorbit (Typ I) (r.)

Orbit, Zustand

mit Komp. [3.5 Wh]

Ladezustand

mit Komp. [3.5 Wh]

Verbrauch

Orbit,

Zustand

mit Komp. [12.6 Wh]

Ladezustand

mit Komp. [12.6 Wh]Verbrauch

Beginn Messung 220.8 Wh Beginn Mess. 220.8 Wh -55.2 Wh -64.3 Wh

Ende Messung 165.6 Wh Ende Mess. 156.5 Wh +22.0 Wh +22.0 Wh

Beginn Messung 187.6 Wh Beginn Mess. 178.5 Wh -55.2 Wh -64.3 Wh

Ende Messung 132.4 Wh Ende Mess. 114.2 Wh +22.0 Wh +22.0 Wh

Beginn Messung 154.4 Wh Beginn Mess. 136.2 Wh Typ II -41.0+(-3.5) DOD=70 % +64.3 Wh

Ende Messung 109.9 Wh Ende Mess. 71.9 Wh +22.0-(-9.6) +22.0-(-9.6)

Daten halten, Senden -7.9+(-4.7) Ende Orbit 103.5 Wh Ende Orbit 128.9 Wh +44.8 Wh

+44.8 Wh Ende Orbit 148.3 Wh Ende Orbit 173.7 Wh +44.8 Wh

+44.8 Wh Ende Orbit 193.1 Wh Ende Orbit 218.5 Wh

Tabelle D.2: Energiebilanz: Systembetrieb mit Vibrationsminderung, 2x Typ I, 1x Typ II (l.); mit Vibrationsminderung, 3x Typ I sowie DOD=70 %=72 Wh Ladezustand (r.)

Anhang E E-1

Anhang E

Sensoren für die adaptive Vibrationsminderung

Einheit 306M118 Spannungsempfindlichkeit mV/g 15 Meßbereich ±gpeak 100 Frequenzbereich (±5 %) Hz 5...3000 Resonanzfrequenz (eingebaut) kHz > 12 Breitbandauflösung (1 Hz...10 kHz) gRMS 0.002 Auflösung -dB 42 max. Schockbelastbarkeit ±gpeak 5000 max. Vibrationsbelastbarkeit gRMS 1000 Betriebstemperatur °C -43...90 Gewicht g 70

Tabelle E.1: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306

Einheit M208B01 Meßbereich N ±44.8 max. Kraft: Druck/ Zug kN +4.448/ 2.224 Auflösung N 8.897e-4 Empfindlichkeit mV/kN 11241 Resonanzfrequenz kHz 70 Steifigkeit kN/µm 1.751 Temperatur °C -54...121 Vibration m/s2

peak 19620 Schock m/s2

peak 98100 Gewicht g 23.4

Tabelle E.2: Kenndaten des piezoelektrischen Kraftaufnehmers PCB M208B01

Einheit 353C02 Spannungsempfindlichkeit mV/g 10 Meßbereich ±gpeak 500 Frequenzbereich (±5 %) Hz 0.3...4000 Resonanzfrequenz (eingebaut) kHz > 12 Breitbandauflösung (1 Hz...10 kHz) gRMS 0.0005 max. Schockbelastbarkeit ±gpeak 5000 Betriebstemperatur °C -53...121 Gewicht g 15.5

Tabelle E.3: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306

Anhang F F-1

Anhang F

Massen-, Steifigkeits- und Kraftbilanz des Kompensationssystems

Strukturmassen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 0, Basissystem mZ 0.842 kg 0.014 kg Mutter M14 (Pos. 7) 0.007 kg Sicherungsring (Pos. 8) 0.034 kg Rechtsseitige Feder (Pos. 9) 0.599 kg Masse der Hülse (Pos. 10) 0.076 kg Masse des Aktuatorgehäuses 0.009 kg Verbindungsteil (Pos. 14) 0.028 kg Linksseitige Feder (Pos. 17) 0.051 kg modifizierte Mutter M24x1.5 (Pos. 18) 0.024 kg Distanzstück mK: 1.814 kg 0.883 kg Masse der Kamera (Mockup) 0.182 kg Gehäuse Verbindung (Pos. 1) 0.177 kg Kühler (Pos. 2) 0.014 kg Kühler Sensor Verbindung (Pos. 3) 0.023 kg Kraftsensor (Pos. 5) 0.006 kg Koppelstück (Pos. 11) 0.340 kg Hülle (Pos. 15) 0.078 kg Linksseitiger Deckel (Pos. 16) 0.041 kg Halterung (Pos. 19) 0.070 kg Beschleunigungssensor mA 0.054 kg Masse des piezokeramischen Stapels Steifigkeiten: c1 50.000 N/µm 25.000 N/µm Steifigkeit des Aktuators 50.000 N/µm Steifigkeit des halben Aktuators c2 33.333 N/µm Reihenschaltung von Aktuator und Koppelstück 100.000 N/µm Steifigkeit des Koppelstückes c3 0.070 N/µm (Parallelschaltung Teil 9 und 17) 0.035 N/µm Steifigkeit einer Blattfeder c4 8.800 N/µm Steifigkeit der Systemlagerung, Anbindung an Umgebung

Positionsbezifferung nach Bild 6.10 und Bild 6.14, Vernachlässigung der Massen von Normteilen

Tabelle F.1: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 0

Anhang F F-2

Strukturmassen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 2 mK 1.450 kg mKamera 0.883 kg Masse der Kamera (Mockup) mC 0.177 kg Dummy Expansionseinheit (Pos. 2) mG 0.052 kg thermisches Interface (Pos. 3) mS1 0.008 kg 4x Schraube DIN 912 M3x6 (Pos. 4) mS2 0.105 kg Spannschraube (Pos. 11) mF 0.145 kg Blattfeder (Pos. 12) mM 0.065 kg Mutter M24x1.5 (Pos. 13) mS2 0.015 kg 4x Schraube DIN 912 M4x12 (Pos. 14) maktiv 0.966, 0.709 kg m1 0.044 kg innere Führung (Pos. 5) mA1 6x0.005 kg Aktuator, kurz, (Pos. 6) m2 0.079 kg Rückführung (Pos. 7) m3 0.117 kg äußere Führung (Pos. 8) mA2 6x0.009 kg Aktuator, lang (Pos. 9) m4 0.642, 0.371 kg Zusatzmasse (Pos.10), zunächst gefertigt, theoretisches Minimum Steifigkeiten: cA1 60.000 N/µm Aktuator, kurz, (Pos. 6) cA2 30.000 N/µm Aktuator, lang (Pos. 9) cI,r 1902 N/mm Biegesteifigkeit von 3 Akt. des Typs I, cI,r = 3⋅3⋅E⋅IY/lI

3, IY = bI4/12

cII,r 316 N/mm Biegesteifigkeit von 3 Akt. des Typs I, cII,r = 3⋅3⋅E⋅IY/lII3, IY = bII

4/12cF, a 0.576 N/µm Blattfeder (Pos. 12), axial cF, r 12.636 N/µm Blattfeder (Pos. 12), radial cK 2.000 N/µm Anbindungssteifigkeit der Kamera Verguß

1) Ort des hülsenförmigen Verguß, zwischen den Bauteilen liegend cH1,r 1708 N/mm innere Führung – Spannschraube, radial cH1,a 1229 N/mm innere Führung – Spannschraube, axial cH2,r 2631 N/mm Rückführung - innere Führung, radial cH2,a 1893 N/mm Rückführung - innere Führung, axial cH3,r 3484 N/mm äußere Führung - Rückführung, radial cH3,a 2507 N/mm äußere Führung - Rückführung, axial cHa,r 11523 N/mm Zusatzmasse - äußere Führung, radial cH4,a 8291 N/mm Zusatzmasse - äußere Führung, axial cH5,r 250 N/mm Aktuator, kurz – innere Führung, radial cH5,a 176 N/mm Aktuator, kurz - innere Führung, axial cH6,r 454 N/mm Aktuator, lang - äußere Führung, radial cH6,a 305 N/mm Aktuator, lang - äußere Führung, axial

Positionsbezifferung nach Bild 6.48, 2) Ersatzsteifigkeiten der jeweils zw. zwei Ebenen parallel geschalteten Vergußkompomponenten, 1) Berechnung Hülsensteifigkeiten Verguß: radial: ( )r a ic l E G / ln(r / r )= π ⋅ ⋅ + , axial

a a ic 2 l G / ln(r / r )= ⋅ π ⋅ ⋅ , l: Hülselänge; ri, ra: Innen-, Außenradius, E, G: Elastizitäts-, Schubmodul

Tabelle F.2: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 2

Anhang F F-3

Ersatzsteifigkeiten für analytische Modellbetrachtungen Ersatzsteifigkeiten, aktiver Systembetrieb, vgl. Bild 6.52 cH1 = cH1,a + 3⋅cH5,a

2) cH2 = cH2,a + 3⋅cH5,a 2) cH3 = cH3,a + 3⋅cH6,a

2) cH4 = cH4,a + 3⋅cH6,a 2)

Ersatzsteifigkeiten, passiver axialer Startlastfall, vgl. Bild 6.56 c1 = cH1,a + cI + 3cH5,a c2 = cH2,a + cI + 3cH5,a c3 = cH3,a + cII + 3cH6,a c4 = cH4,a + cII + 3cH6,a Ersatzsteifigkeiten, passiver radialer Startlastfall, vgl. Bild 6.57 c1 = cH5,r + cI,r + cH1,r c2 = cH5,r + cI,r + cH2,r c3 = cH6,r + cII,r + cH3,r c4 = cH6,r + cII,r + cH4,r

Tabelle F.3: Ersatzsteifigkeitsverteilung der Variante 2

Kräfte an den Verbindungsstellen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 2 FV 700 N Vorspannkraft axialer Startlastfall – maximale Bauteilbelastung Ebene I Fges(cI),I 1327 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene I Fges(cH5,a),I 4 N Gesamtkraft an den Vergußelementen zw. Akt. I und Pos. 5 (Ebene I) Fges(cH1,a),I 9 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 11 (Ebene I) Ebene II Fges(cI),II 1272 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene II Fges(cH5,a),II 4 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. I und Pos. 7 (Ebene II) Fges(cH2,a),II 13 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 7 (Ebene II) Ebene III Fges(cII),III 1190 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren II in der Ebene III Fges(cH6,a),III 12 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. II und Pos. 8 (Ebene III) Fges(cH3,a),III 33 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 7 und Pos. 8 (Ebene III) Ebene IV FFa,max. 802 N max. axiale Federkraft, wirksam im aktiven Systembetrieb mit l0=180µm radialer Startlastfall Ebene I F(cI,r),I 56 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene I F(cH5,r),I 22 N Gesamtkraft an den Vergußelementen zw. Akt. I und Pos. 5 (Ebene I) F(cH1,r),I 51 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 11 (Ebene I) Ebene II F(cI,r),II 28 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene II F (cH5,r),II 11 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. I und Pos. 7 (Ebene II) F(cH2,r),II 39 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 7 (Ebene II) Ebene III F(cII,r),III 2 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren II in der Ebene III F(cH6,r),III 7 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. II und Pos. 8 (Ebene III) F(cH3,r),III 17 N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 7 und Pos. 8 (Ebene III) Ebene IV FFa 534 N radiale Federkraft bei Worst-Case-Belastung nur eines Federschenkels Tabelle F.4: Kraftverteilung der Variante 2 in den Verbindungsstellen als Basis für die FEM

Lebenslauf

Lebenslauf

Persönliche Daten

Vor- und Zuname Tobias Melz Geburtsdatum, -ort: 09.07.1968, Hildesheim Familienstand: verheiratet Staatsangehörigkeit: deutsch

Berufspraxis seit 01.08.2001 Leitung der Abteilung ‚Zuverlässigkeit aktiver Systeme’ in der Fraunhofer

Gesellschaft, Institut für Betriebsfestigkeit LBF, Darmstadt 01.05.1996 –31.07.2001

Wissenschaftlicher Mitarbeiter im Deutschen Zentrum für Luft- und Raum-fahrt e.V. (DLR) Braunschweig, Institut für Strukturmechanik, Organisations-einheit Adaptronik (Center of Excellence) Tätigkeit: Entwicklung Adaptiver Struktursysteme, u.a. - Entwicklung adaptiver Reflektoren für die Raumfahrt - Konzeptionierung adaptiver Systeme zur Verformung von Rotorblättern

zur Minderung von Dynamic Stall Effekten, - Bewertung adaptiver Strukturtechnologie i.d. Raumfahrt im Rahmen des

ESA-Projekts ‚Sensor, Actuator & Interface Technology‘ - Entwicklung eines adaptiv verformbaren Windkanalmodells

Studium 1989 – 1996 Technische Universität Braunschweig, Maschinenbau, Luft- und Raum-

fahrttechnik, Diplom 16.04.1996 1987 – 1988 Auslandsstudium, Campbell University, NC, USA, Mathematik, Amerika-

nische Geschichte und Politik

Studien- und Diplomarbeiten Diplom Projektierung einer adaptiven Antenne für Weltraumbedingungen theoretisch / exp. Num. / experimentelle Analyse des Tragverhaltens einer Sitzschale Konstrukt: Entwurf Aufbau und Inbetriebnahme einer Hochtemperaturprüfanlage zur thermo-

mechanischen Charakterisierung von faserverstärktem Glas und Konstruktion einer geeigneten Probenaufnahme

Wehrdienst 1988 – 1989 Radargestützter Tieffliegermelde- und Leitdienst, Luftwaffe Goslar

Schulausbildung

1978 – 1987 Gymnasium Himmelsthür, Abitur 26.05.1987 1974 – 1978 Grundschule Himmelsthür

Endnoten

Endnoten 1 Auch wenn mit US-amerikanischen Shuttle (STS) und der ISS die Möglichkeit der Wartung praktisch demonstriert werden konnte, muß diese zumindest für erdfern plazierte Satelliten wie dem NGST als technisch und finanziell zu aufwendig bewertet werden. 2 In der Astronomie werden die niederfrequent arbeitende Systeme mit f < 0.1 Hz als aktive, darüber als adaptive optische Systeme klassifiziert [ 29.]. 3 In der Vergangenheit gab es eine größere Anzahl von Satellitenmissionen, bei denen eine deutliche Interaktion von dynamischer Störung und verkoppelter Struktur zu unerwartet stark reduzierter Systemeffizienz und sogar zum Verlust der Mission führten. Ein gut bekanntes Beispiel stellt der Manipulatorarm des Shuttles dar, bei dessen Nutzung die Hälfte der Betriebszeit durch Wartephasen verbraucht wird, um niederfrequente Schwingungen nach betriebsbedingter Anregung wieder abklingen zu lassen. Daneben wurden in jüngeren Missionen ähnliche, deutlich systembeeinträch-tigende modale Interaktionen von Ausleger- und Reststruktur festgestellt. Beispiele sind das HST und der UARS. Bei LEOSAT wirkte das Treibstoffschwappen destabilisierend auf das Lageregelungsystem, starke thermische Gradienten führten zu erheblichen Störungen durch thermisch bedingte, schlagartige Strukturverformungen (‘thermal snaps‘) bei den Satelliten Landsat, Voyager, OGO IV, Explorer XX und Aloute I. Bei DMSP, OVI-10, OGO III und Mariner 10 regte der Betrieb des AOCS Auslegerstrukturen und Solarzellenträger zu beträchtlichen Schwingungen an. Dadurch wurde Mariner 10 fast verloren. Typischerweise werden diese Probleme erst nach Inbetriebnahme des Satelliten im Orbit erkannt. Dann bietet die konventionelle Technologie i.d.R. keine Möglichkeiten zur Problem- und Schadensbe-kämpfung. 4 Die Annahmen beziehen sich auf die Nuzung siliziumbasierter Solarzellen mit einem Zellenwirkungsgrad von ca. 11%. In der Terrestrik werden bereits Solarzellen mit höherem Wirkungsgrad eingesetzt, diese sind jedoch deutlich schwerer. Der Wirkungsgrad der photovoltaischen Energiegewinnung unter Vernachlässigung der Zwischenspeiche-rung beträgt ηPV = ηZelle⋅ηEnergieverarbeitung = 0.11⋅0.9. Für die solardynamische Energiegewinnung wird der Einsatz einer Brayton Gasturbine mit einem Wirkungsgrad von 40% angenommen. Der Gesamtwirkungsgrad beträgt hier ηSD = ηKollektor⋅ηReceiver⋅ηBrayton⋅ηEnergieverarbeitung = 0.9⋅0.9⋅0.4⋅0.95. [ 109.].

5 Üblicherweise werden NiCd-Batterien mit einem Wirkungsgrad von ηNiCd = 70...80% als Energiespeicher eingesetzt. Alternative Systeme weisen ηNiH2 = 75...80% und ηNaS = 85% auf. Eine solardynamisches System besitzt einen Wir-kungsgrad der Energiespeicherung von bis zu ηSD,Speicher = 95%. 6 Wie der Leiter der NASA, Dan Goldin, in [ 100.] die Philosophie der Raumfahrtverantwortlichen zitierend zusammen-faßte, wird neue Technologie klassisch erst dann eingesetzt, wenn ihre Qualifikation im Flugeinsatz praktisch nach-gewiesen wurde! 7 Die Strukturbelastung am Boden muß bei der Systemauslegung primär für Festigkeitsbetrachtungen berücksichtigt werden. Adaptronische Maßnahmen sind sinnvoll für die Fertigungsoptimierung, z.B. Begrenzung der Fertigungs-toleranzen und Korrekturmaßnahmen (s.o). 8 Die Mikrogravitationsumgebung einer Struktur führt infolge ungleichmäßiger Massenverteilungen und lokal unter-schiedlichen Strukturbelastung zu direkten Strukturverformungen. Weiterhin werden große Strukturen mit niedrigen Eigenfrequenzen angefacht, wodurch indirekte Strukturdeformationen an entfernten Strukturen wirksam werden. Typische Störquellen sind die Reibung an der Erdatmosphäre, der Solardruck, die nicht konstante planetare Gravitation sowie der Betrieb von Motoren und Triebwerken. 9 Unter der Mikrogravitation wird nicht eine um den Faktor 106 reduzierte Gravitation verstanden, sondern lediglich ein reduzierter Gravitationszustand mit deutlich besser als 1⋅g0 [ 109.]. 10 LISA soll die Existenz von Gravitationswellen nach der Einsteinschen Theorie verifizieren. Dazu müssen Referenz-massekörper sehr breitbandig von Störungen isoliert werden, so daß deren Auslenkung auf einen Gravitationseinfluß zurückgeführt werden kann, s. [ 5.]. 11 Ein repräsentatives Beispiel für Störungen durch thermal snaps ist die Anfachung der niederen Eigenfrequenzen der Solarzellen beim HST bei 0.1..0.5 Hz. Diese resultierten in störenden Vibrationen am Teleskop. Bei einer Reparatur-

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mission wurde in die thermische Isolation verbessert. 12 Typische Koeffizienten liegen im Maschinenbau bei ξ ≈ 0 01 0 02. ... . .

13 Als Sonderfall bei der Betrachtung sensibler Komponenten kann die natürliche Umgebung diese empfindlichen Sys-teme direkt erregen und sie darüber hinaus als Störquelle für verkoppelte Strukturen wirksam werden lassen. Dies ist Systemen wie Solarzellen oder normaler Auslegerstrukturen anders, da diese nie als sensibles System wirksam werden. Wird hingegen ein optischer Reflektor bei Eintritt in den Erdschatten einer thermischen Schockbelastung ausgesetzt, wird er dynamisch erregt und verformt. Zusätzlich breitet sich die Störenergie von hier ausgehend über die Satelliten-struktur aus, so daß eine ‚indirekte‘ Erregung weiterer Strukturen resultiert. Adaptive Kontrollmaßnahmen können somit je nach Anforderung die direkten Störauswirkungen oder die Wirkung als Störquelle bekämpfen. 14 Andererseits können z.B. glasfaseroptische EFPI-Sensoren in einem weiten thermischen Bereich störungsfrei arbeiten [ 131.]. 15 Weitere Probleme sind ungesicherte Alterungscharakteristika beider Flüssigkeiten, benötigte hohe Ansteuerleistungen und das Auftreten vieler Störeffekte der ERFs. Bei MRFs müssen die komplexe Auslegung der magnetischen An-steuerung mit erhöhtem Gewicht für Spulen, etc. betrachtet werden [ 135.], [ 136.], [ 104.]. 16 Dieser Grundsatz ist natürlich nur solange zu befolgen, wie dies technisch sinnvoll ist. Ziel des Grundsatzes ist, die sehr hohen Anforderungen an die technische Zuverlässigkeit von Raumfahrtsystemen möglichst kostengünstig zu erfüllen. Daher ist eine bewährte, flugerprobte Technologie nur dann zu ersetzen, sofern die neue, noch zu qualifizie-rende Technologie entscheidende Vorteile mit sich bringt oder die Anforderungen fest und mit der bewährten Tech-nologie nicht zu verwirklichen sind. Es gilt zu beachten, daß eine entsprechende Entwicklung mit nachfolgender Quali-fikation der Einsatztauglichkeit einer neuen Technologie generell unerläßlich und grundlegend sehr viel aufwendiger ist, als der missionsspezifische Nachweis der Qualifikation einer schon flugerprobten Technologie. Dieser Aspekt ist besonders ökonomisch geprägt. 17 Ausnahmen nach sehr starker radioaktiver Bestrahlung sind bekannt. 18 Bestimmte harte piezokeramische Werkstoffe können bipolar mit hohen Steuerfeldern betrieben werden. Dies ist jedoch der Ausnahmefall. 19 z.B. α = 0...0.5⋅10-6 1/K für Ferroperm ES 91 für T = -50...+50°C [ 110.] 20 Dieses Verhalten diente als Entscheidungsgrundlage für die Selektion von Elektrostriktoren für die erste HST-Reparaturmission zur aktiven, quasistatischen Korrektur einer sphärischen Aberration eines optischen Spiegels. In der thermisch stabilen Umgebung des Teleskopes konnten Elektrostriktoren ohne Implematation eines geschlossenen Regelkreises betrieben werden, s. [ 5.].

21 Magnetostriktoren: w ≈ 14...25 kJ/m3, Piezoelektrika: w ≈ 1...1.3 kJ/m3 [ 142.], [ 143.], [ 135.] 22 An dieser Stelle wird auf die temperaturstabilen Invar- und Superinvar-Legierungen mit hohem Nickelanteil ver-wiesen, deren natürliche Wärmeausdehnung durch eine immanente, der Wärmedehnung entgegengerichtete Magneto-striktion reduziert wird und in Gesamtausdehnungskoeffizienten von 1.1...1.6⋅10-6 1/K und 0.7⋅10-6 1/K für Superinvar resultieren. 23 Entsprechende Forschungen werden beim DLR im Rahmen des nationalen Leitprojektes ADIF zur Realisierung eines Windkanalmodells mit formveränderlicher Profilgeometrie auf der Basis von FGL durchgeführt.

24 Freie Auslenkung des Aktuators; hier wird für einen Vergleich mit FGL die Dehnungsinduktion des Aktuators über eine Ansteuerung in Vorzugsrichtung, also der 33-Effekt nach nachfolgender Diskussion, betrachtet.

25 Bei Annahme eines Steuerfeldes von E = 20kV/mm.

26 Dehnung an der Oberseite des Trägerbalkens für z = hB nach Anhang B. 27 Diese Dehnungen resultieren aus den sehr hohen elektrischen Feldern, mit den PVDF angesteuert werden können. 28 z.B. Rückverformung über die Struktursteifigkeit, Einsatz mehrerer seriell geschalteter, invers trainierter FGL-Aktuatoren, etc.

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29 Akronym PZT ursprünglich geschützt durch die Clevite Corporation 30 Das molare Verhältnis der B4+-Kationen, für PZT-Keramiken also das Verhältnis von Zr/Ti, bestimmt die Gitterform der Elementarzellen unterhalb der Curietemperatur. Ab einem bestimmten Zr-Anteil geht die Zelle in technisch un-interessantes ein orthorhomboedrisches Gitter über [ 154.]. 31 Der Polungsprozeß wird mit materialspezifisch unterschiedlich optimalen Parametern für die elektrische Feldstärke, die Temperatur und die Einwirkdauer des Polungsfeldes vorgenommen. 32 Durch eine kontinuierliche Alterung wird die remanente Polarisation in der Praxis abgebaut. 33 Für technische piezokeramische Materialien liegt EC bei Werten von 500...800 V/mm [ 157.] [ 158.]. Die Werte schwanken stark in Abhängigkeit der keramischen Zusammensetzung. 34 Typisch werden Dehnungsmeßstreifen auf die Dehnungsaktuatoren appliziert. Alternativ können für eine erhöhte Temperaturstabilität sowie erhöhte Auflösungen glasfaseroptische Systeme nach Kapitel 2.3.4 eingesetzt werden. Über die sensorische Auflösung hinausgehend begrenzt nur die Qualität der Elektronik der Sensoren und Aktuatoren sowie der Regelungstechnik die aktuatorische Aufösung. 35 Solange keine bleibende Materialschädigung eintritt, dies z.B. durch elektrische Verbrennungen infolge von Kurz-schlüssen, Rißbildungen, o.ä., kann der piezoelektrische Effekt durch einen erneuten Polungsprozeß des Materials nach Kapitel 4.2 wiederhergestellt werden. 36 In diesem Fall kann der piezokeramische Aktuatorbetrieb nur unter Vakuumbedingungen verifiziert werden. Aus Kostengründen stellen ausgasarme Isolationsschichten einen sinnvollen Kompromiß dar. 37 s. Materialkennwerte im Anhang 38 Nach US-Normatmosphäre entsprechen diese Drücke einem Höhenbereich von 29...79 km. 39 In der Konstruktion müssen z.B. Ausgasbohrungen und Gaskanälen sowohl im Wandler als auch der umgebenden Struktur vorgesehen werden, um das unvermeidbare Restausgasen zu ermöglichen. 40 Nach Bild 4.12 läßt sich die mechanische Arbeit errechnen zu Wmech.,α = 1/2⋅FB,i⋅li. 41 Dies ist natürlich in aller Regel nicht sinnvoll, da für einen typischen aktuatorischen Betrieb eine kontinuierliche Kraft-Dehnungserzeugung gemäß einer regelungstechnisch geforderten Funktion gewünscht wird. Darüber hinaus kann eine sprunghafte kapazitive Entladung zu kritischen Trägheitskräften in der Keramik führen, die die Lebensdauer der Aktuatorik deutlich reduzieren kann. 42 Diese Aussage gilt qualitativ für Systeme mit reduzierter Schichtdicke. Bei NV-Systemen, die als Multilayer nach Schichtung der Schichten gesintert werden, werden aus fertigungstechnischen Gründen im Vergleich zu diskret gestapelt HV-Systemen weniger nichtkeramische Schichten wirksam. 43 dies besonders mit der US-amerikanischen “faster, cheaper, better“-Philosophie der NASA 44 Der Joule-Thompson-Effekt, die irreversible Abkühlung realer Gase bei adiabater Drosselung und Verflüssigung, wird auch in Kryostaten genutzt. Bei Verwendung von Helium als Kühlmedium können Temperaturen bis unter 4 K erreicht werden. Der entscheidende Nachteil dieser Systeme ist deren große Masse und Volumen. Diese verbieten den Einsatz in Kleinsatellitenmissionen. 45 Das SDI-Projekt wurde in der Clinton-Amtsperiode in das Ballistic Missile Defense (BMD) Programm umbenannt. Das Brilliant Eyes Programm zielt auf die Entwicklung einer neuen Generation von Aufklärungssatelliten. 46 resultierend aus Entwicklungsaufwand, erhöhten fertigungstechnischen Forderungen, Bedarf der Systemqualifikation neuer Kühlertechnologie, Transportkosten bei erwartungsgemäß steigendem Gewicht und Volumen 47 FRANGIBOLT®-System nach Tabelle 2.5. 48 In der Zeichnung ist ein alternatives Stirlingkühlsystem eingezeichnet. Beim Betrieb treten reduzierte axiale Vibrationen auf, jedoch werden zusätzlich störende laterale und rotatorische Komponenten wirksam. Da auch die Betriebsfrequenz dieses Kühlers nicht konstant gehalten wird, ist die Umsetzung entsprechenden vibrationsmindernden Systems hier deutlich aufwendiger.

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49 Über thermische Interfaces wird während der Kühlung freigesetzte Wärme über Wärmeleitungen an entfernte Radiatoren weitergeleitet und von dort in den Weltraum abgestrahlt. 50 Durch Verwendung von gerollten im Gegensatz zu geschnittenen Gewinden wird die Gefahr der Anrißgefahr durch Kerbwirkung minimiert. Damit besitzen gerollte Gewinde höhere Festigkeiten. 51 Ein Korrosionschutz mit Beschichtungen auf Kadmium- oder Zinkbasis (Kathodisierung) sind in der Raumfahrt aufgrund deren starker Sublimation im Vakuum generell unzulässig. Für hochfeste Verbindungselemente ab Festigkeitsklasse 10.9 werden aufgrund der Gefahr der Wasserstoffversprödung keine galvanisch abgeschiedenen, metallischen Schutzschichten aufgetragen. Entsprechend wird für die adaptive Kompensationsstruktur für die hochfesten Normteile auf eine Beschichtung verzichtet.

52 λCuBe > 115 W/(mK), αBe ≈ 17.0⋅10-6 /K, λTi > 15 W/(mK), αTi ≈ 8.4⋅10-6 /K, λEdelstahl > 15 W/(mK), αEdelstahl ≈ 16.0⋅10-6 /K 53 Der Stirling-Kühler wurde für diese Prüfung nicht eingesetzt, da er eine begrenzte Lebensdauer besitzt und für parallele Flugversuche benötigt wurde. Die Systemerregung kann über den Shaker gut nachgebildet werden. 54 Es gilt zu beachten, daß konventionelle, ‚störarme‘ Kryokühler deutlich höhere Störungen als die adaptiv beruhigte Struktur induzieren. Dieser Vergleich ist folglich zu relativieren. 55 z.B. einstufiger Ball Aerospace Stirling-Kühler SB160 mit Elektronik E100. 56 Eine Massenänderung durch das Federgelenk wird vernachlässigt. 57 In Variante 0 und 1 wurde durch die Anordnung des Aktuators mit dem linksseitig liegenden Fußstück mehr als die halbe aktuatorische Eigenmasse beschleunigt. 58 Voraussetzung ist, daß die infolge des asymmetrischen aktiven Betriebs resultierenden Momente an der verkoppelten Sensorik unkritisch bleiben. Theoretisch besteht das Potential, Störmomente durch eine geeignete Aktuatoransteuerung in den nachfolgenden Ebenen zu kompensieren, dies stellt jedoch keinen Bestandteil dieser Arbeit dar. 59 Definition: Versagen des Kühlsystems, wenn zur Kühlung auf 80 K mit 1.5 W Kühlleistung die Eingangsleistung auf über 55 W ansteigt. 60 Mit einer vergrößerten Kapazität zur Speicherung der Meßdaten besteht die Möglichkeit, mehrere Meßperioden vom Typ I durch Typ II zu ersetzen. Die Erweiterung des Systems um eine weitere NiH2-Zelle würde unter Berücksichti-gung der zulässigen Entladetiefe eine zusätzliche Energie von durchschnittlich 15 Wh verfügbar machen.

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6 Adaptive Vibrationsminderung an mechanischen …tuprints.ulb.tu-darmstadt.de/208/4/Vibro_d.pdf · Beim Random Vibration Test wird die Prüfstruktur durch dynamische Belastungen